Аксиально-поршневой насос с наклонным диском

Московский Государственный Технический  Университет им. Н. Э. Баумана

 

 

 

 

 

 

 

Факультет   «Энергомашиностроение».

Кафедра  " Гидравлики, гидромеханики и 

                     гидропневмоавтоматики" .

 

 

 

 

 

 

Расчётно-пояснительная записка  по курсовому проекту.

 

Аксиально-поршневой  насос

с наклонным  диском.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Студент                 (Водолажский В. В.)

Группа                  Э10-82

Руководитель  проекта      (Никитин О. Ф.)

 

2001 г.

 

 

Содержание.

 

Задание на курсовое проектирование ……………………  3

1. Определение геометрических размеров блока цилиндров …………………………………………………………………….  4

2. Определение  геометрических  размеров распределителя  ……………………………………………………………..  5

3.      Расчёт     гидростатической     опоры     поршня (башмак) ……………………………………………………………………….  6

4.   Определение силы пружины   блока цилиндров …  7

5.  Расчёт реакций  в опорах ………………………………….  8

    5.1  Определение реакций в опорах вала …………….  8

    5.2  Определение реакций опор люльки ………………  9

6. Подбор подшипников  вала на ресурс 1000 часов при 99 % безотказности ………………………………………………………. 10

    6.1  Подбор подшипника А ……………………………….. 10

      6.2  Подбор подшипника В ……………………………….. 10

6.3  Уточнение точек приложения нагрузок  ……….. 11

7. Проверка подшипников  вала на ресурс 3000 часов при  96 % безотказности ……………………………………………….. 13

7.1  Проверка подшипника А …………………………….. 13

7.2  Проверка  подшипника В …………………………….. 13

8.  Опоры люльки ………………………………………………… 14

9. Расчёт соединений ………………………………………….. 15

9.1  Шлицевое соединение ………………………………… 15

10. Выбор рабочей жидкости ..…………………………….. 16

11.  Определение объёмного КПД  …………………………. 17

12.  Испытательный стенд …………………………………… 18

Список литературы ……………………………………………… 19

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание на курсовое проектирование.

 

Разработать регулируемый аксиально-поршневой насос с наклонным диском для гидропривода машинного регулирования.

Параметры насоса:

• номинальная подача Q_ном = 360 л/мин;
• номинальное давление р_ном = 25 МПа;
• номинальная частота вращения вала  n_ном = 3000 об/мин.

Регулирование подачи – механизмом регулирования подачи с гидроусилителем, давление управления 1.6 МПа.

Режимы нагрузки:

Q₁ = Q_ном ;         p₁ = р_ном ;       t₁ = 0.1 час;

Q₂ = Q_ном ;         p₂ = 0.5 р_ном ; t₂ = 0.4 час;

Q₃ = 0.5 Q_ном ;   p₃ = 0.2 р_ном ; t₃ = 0.3 час;

Q₄ = 0.25 Q_ном ; p₄ = р_ном ;       t₄ = 0.2 час;

Температурный диапазон эксплуатации от – 40 до + 50 °С.

Наработка до первого  отказа 1000 часов, полный ресурс 3000 часов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.  Определение геометрических размеров блока цилиндров.

 

Для машин с наклонным диском выбираем угол наклона диска g = 18⁰, число поршней z = 9.

Больший угол выбирать нецелесообразно  из-за возможного заклинивания поршня при максимальном вылете.

Определяем рабочий объём  V₀ .

V₀ =

;

Примем h₀ = 0.96 , получим V₀ = 125 см³ .

= А = 1.35 … 1.5 – коэффициент  разноски цилиндров в блоке.

Принимаем А = 1.4  .

Для машин с наклонным  диском:

= 23.852 мм;

По ГОСТ 6540-53 из стандартного ряда принимаем           d_п = 24 мм. Дальнейший расчёт ведём для данного диаметра.

Найдём R_ц – радиус расположения центров цилиндров в блоке .

V₀ = f_п × D_ц × tg(g) × z    Þ    D_ц = 2 × R_ц = ;     f_п = ;

d_п = 24 мм;  f_п = 452.4 мм² ; D_ц = 94.489 мм; R_ц = 47.3 мм.

А = 1.3759 .  V₀ = 125.15 см³.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.  Определение геометрических размеров  распределителя.

 

Расчёт ведём  секторным методом.

 

S_п = = 452.389 мм² .

S_ок = (0.4 … 0.5) S_п – по статистическим данным.

S_ок = 180.956 … 226.195 мм² .

С другой стороны :

S_ок = p×r² + 2×r×(d_п - 2×r)

Соответственно  при  S_ок = 0.4 × S_п = 180.956 мм² уравнение имеет два решения :

r₁ = 51.85 мм – невозможно ;  r₂ = 4.06 мм.

При  S_ок = 0.5 × S_п = 226.195 мм²  уравнение имеет два решения :

r₁ = 50.72 мм – невозможно ;  r₂ = 5.19 мм.

Принимаем r = 5 мм.

S_ок = p×r² + 2×r×(d_п - 2×r) = 218.54 мм² .

Соответственно  = 0.483 , что лежит в пределах рекомендаций.

Сила прижима рассчитывается по формуле:

P_пр = p × (S_п - S_ок ) = 5846 H.

Сила отжима рекомендуется назначать  на 2 … 5 % меньше силы прижима.

P_отж = (0.98 … 0.95 ) P_пр = 5729 … 5554 Н.

Принимаем P_отж = 5600 Н.

Ширина уплотнительного пояска соответственно равна:

а =

= 3.4 мм.

Принимаем : а = 3.4 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.   Расчёт гидростатической  опоры поршня (башмак).

 

Гидростатический  башмак осуществляет уравновешивание  силы давления жидкости на рабочий  торец поршня.

Диаметры  d₁ и d₂ выбираются из условия полного гидростатического уравновешивания силы (R_i )_g=0 = P_i » q_г.

  q_г - сила давления жидкости, возникающая в несущей масляной плёнке.

q_г =

;

Р_i = S_п × p₂ ;

Приравниваем  P_i = q_г.

S_п × p₂ =

;

;

Задавшись одним диаметром находят второй. Проведенный расчёт даёт : d₁  = 8 … 20 мм ; d₂ = 36.9 … 27.8 мм .

Правильность  выбора  d₁ и d₂ определяется при проверке условия непревышения удельных давлений на торцевой поверхности гидростатической опоры выше допустимых значений.

Принимаем : d₁ = 18 мм и d₂ = 30 мм.

Удельное  давление на торцевой поверхности гидростатической опоры рассчитывается по формуле:

, где

;

q_г =

= 11550 Н.

= 346.405 Н. – избыток прижимающей силы над отжимающей при g = g_max .

R_{ij max} = m_п× w² ×R_ц × tgg;

Масса поршня находится как произведение объёма поршня на его плотность.

m_п = V_п  × r_п .

r_п = 7800 кг/м³ .

V_п = 3.741 × 10^-5 м³.

m_п = 0.292 кг.

R_{ij max} = 442.609 Н.

= 1.744 МПа.

Для материала башмака – БрАЖ9-4 ГОСТ 18175-78           [s] = 350 МПа. Соответственно принятые значения d₁ и d₂ подходят.

 

4.   Определение силы пружины   блока цилиндров.

 

Силы  инерции R_iц , воздействуя на блок цилиндров создают на нём опрокидывающий момент

М_ц = S R_iц × r_iц × cosj_I »

= 94.209 Н/м.

Для уравновешивания этого момента  применяется центральная пружина.

;

D_м = 0.14 м.

R_п ³ 1346 Н.

Дальнейший расчёт пружины ведём  по рекомендациям [3].

Расчёт  пружины приведён в кгс ( 1кгс » 9.8 Н).

Данными для расчёта являются:

R_п ³ 1346 Н,          h = 10 мм,       D = 40 … 50 мм.

Принимаем относительный инерционный  зазор пружины сжатия  d = 0.05 … 0.25 ( для пружин сжатия I и II классов).

= 1416.8 … 1794.6 Н = 146.2 …184 кгс.

В указанном интервале  от146,2 до 184 кгс в табл. 13 имеются следующие  силы: 150; 160; 170; 180 кгс.

Исходя  из заданного диаметра останавливаемся на витке со следующими данными: Р₃ = 150 кгс, d = 7 мм, D = 48 мм,               z₁ = 34.79 кгс/мм,  f₃ = 4.312 мм.

Жёсткость пружины: z = R_п /h = 13.77 кгс/мм.

Число рабочих витков пружины:                    

n = z₁/z = 34.79/13.77 = 2.52 » 2.5

Уточнённая жёсткость пружины:

z = z₁/n = 34.79/2.5 = 13.916 кгс/мм.

При полутора нерабочих витках полное число витков:      

n₁ = 2.5 + 1.5 = 4

Средний диаметр пружины:

D₀ = D – d = 48 – 7 = 41 мм.

Высота пружины в сжатом состоянии:

Н₃ = ( n₁ + 1 ) × d = 5 × 7 = 35 мм.

Высота пружины в свободном  состоянии:

Н₀ = Н₃ + h = 35 + 10 = 45  мм.

Таким образом размеры узла полностью  определены.

Получено  R_п = z × h × 9.81 = 1365.16 H > 1346 H.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.  Расчёт реакций в опорах .

    5.1  Определение реакций в опорах вала.

 

F_ra = ;

F_rb = ;

 

Предварительно : l_oa = 75 мм, l_oв = 163 мм.

 

Давление р₂ ( в долях от р_ном = 25 МПа) изменяется по следующей циклограмме (в долях времени):

 

 

   [МПа]

          0.9

          0.8

          0.7

          0.6

          0.5

          0.4

          0.3

          0.2

          0.1 

            0    

                   0    0.1  0.2  0.3  0.4   0.5  0.6  0.7  0.8  0.9   (час)

 

 

Соответственно изменяются и реакции в опорах:

F_rA1 = 11330 Н;      F_rA2 = 5663 Н;      F_rA3 = 2265 Н.

F_rВ1 =   5211 Н;      F_rВ2 = 2606 Н;      F_rВ3 = 1042 Н.

 

 

 

 

            0.9

            0.8

            0.7

            0.6

            0.5

            0.4

            0.3

            0.2

            0.1

              0

                   0    0.1  0.2  0.3  0.4   0.5  0.6  0.7  0.8   0.9   (час)

 

 

 

 

   

            0.9

            0.8

            0.7

            0.6

            0.5

            0.4

            0.3

            0.2

            0.1

              0

                   0    0.1  0.2  0.3  0.4   0.5  0.6  0.7  0.8   0.9   (час)

   5.2  Определение реакций опор люльки .

 

Реакции в опорах регулирующего  органа ( люльки), расположенных симметрично  относительно оси вращения ротора, возникают от действия на наклонный  диск главной нормальной силы  R. Реакции в опорах определяются по формулам:

 

;

;

R_2.o – реакция в опоре, расположенной со стороны высокого давления.

Х – координата приложения R_cp .

Х = = 30 мм.           l = 180 мм.

Учитывая  реверсивность насоса реакции для подбора подшипников будем считать по формуле:

;

Зная  циклограмму изменения давления р₂ расчитываем реакции R_oi .

R_o1  = 31230 H;      R_o2  = 15620 H;        R_o3  = 6247 H;

 

 

 

 

  

            0.9

            0.8

            0.7

            0.6

            0.5

            0.4

            0.3

            0.2

            0.1

              0

                   0    0.1  0.2  0.3  0.4   0.5  0.6  0.7  0.8   0.9   (час)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Подбор подшипников  вала на ресурс 1000 часов при  99 % безотказности.

 

   6.1  Подбор подшипника А.

 

При циклическом изменении нагрузки необходимо определить эквивалентную  динамическую нагрузку:

 

, где:

 

P_Ai = ( V × X_i × F_rAi + Y_i × F_a ) ×K_б × К_Т ;

 

L_i =

;

L_h1 = 300 часов;      L_h2 = 400 часов;      L_h3 = 300 часов;

L₁ = 54             ;       L₂ =  72           ;       L₃ = 54             ;

 

Назначаем предварительно подшипник  роликовый радиально упорный 7309А.

Назначаем : V = 1 – вращается внутреннее кольцо, Х_i = 0.4 .

K_б = 1.2  ;        К_Т = 1 ( t <100 °C);            F_a = R_п = 1365.16 H.

 

= 0.121  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.241  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.603  > e = 0.35  Þ X₁ = 0.4 ; Y₁ = 1.7 ;

 

P_A1 = 13590 H.    P_A2 = 6795 H.     P_A3 = 3872 H.

 

Соответственно   Р_ЕА = 9640 Н.

 

C_rA = 101000 H;  e = 0.35;    a₁ = 0.21;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 1908 часов > 1000 часов.

Подшипник подходит.

 

 

   6.2  Подбор подшипника В.

 

При циклическом изменении нагрузки необходимо определить эквивалентную  динамическую нагрузку:

 

, где:

 

P_Вi = F_rВi ×K_б × К_Т ;

 

K_б = 1.2  ; К_Т = 1 ( t <100 °C).

 

P_В1 = 6253 Н;                 P_В2 = 3127 Н;                 P_В3 = 1251 Н;

 

Соответственно   Р_ЕВ = 4417 Н.

 

Назначаем предварительно подшипник роликовый  радиально упорный 7305А.

C_rВ = 41800 H;   a₁ = 0.21;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 1360 часов > 1000 часов.

Подшипник подходит.

 

   6.3  Уточнение точек приложения нагрузок.

 

При использовании роликовых радиально  упорных подшипников в силу конструктивных особенностей и сх -емы установки  точки приложения смещаются относительно ранее принятых. Поэтому требуется провести уточняющий расчёт.

Схема установки подшипников вала – «враспор».

 

l¢_oa  = l_oa + DА ;                                l¢_oв  = l_oв + DВ ;

 

DА – смещение точки приложения нагрузки F_rA.

DB – смещение точки приложения нагрузки F_rB.

 

DА = Т_аА - ;

DB = Т_аВ - ;

Из справочных таблиц:

 

Т_аА = 27.5 мм; d_A = 45 мм;  D_A = 100 мм; e_A = 0.35 .

Т_аB = 18.5 мм; d_B = 25 мм;  D_B =   62 мм; e_B = 0.3  .

 

 

DА = 5.2 » 5 мм;   l¢_oa  =   80 мм.

DB = 4.9 » 5 мм;   l¢_oв  = 168 мм.

 

 

Уточнение реакций в опорах.

 

F¢_ra = ;

F¢_rb = ;

 

F¢_rA1 = 11190 Н;      F¢_rA2 = 5593 Н;      F¢_rA3 = 2237 Н.

F¢_rВ1 =   5350 Н;      F¢_rВ2 = 2675 Н;     F¢_rВ3 = 1070 Н.

 

Реакции в опоре А  меньше полученных предварительно, а реакции в опоре  В возросли незначительно ( » 2.6 %). С учётом ранее полученных ресурсов подшипников производить уточняющий расчёт не нужно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Проверка подшипников вала на ресурс 3000 часов при  96 % безотказности.

 

   7.1  Проверка подшипника А.

 

L_i =

;

L_h1 = 900 часов;      L_h2 = 1200 часов;      L_h3 = 900 часов;

L₁ =  162          ;       L₂  =  216           ;       L₃ = 162          ;

 

= 0.122  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.244  < e = 0.35  Þ X₁ = 1    ; Y₁ = 0  ;

= 0.610  > e = 0.35  Þ X₁ = 0.4 ; Y₁ = 1.7 ;

 

P_A1 = 13420 H.    P_A2 = 6712 H.     P_A3 = 3859 H.

 

Соответственно   Р_ЕА = 9524 Н.

 

C_rA = 101000 H;  e = 0.35;    a₁ = 0.53;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 5015 часов > 3000 часов.

Подшипник подходит.

 

   7.2  Проверка подшипника В.

 

 

P_В1 = 6420 Н;                 P_В2 = 3210 Н;                 P_В3 = 1284 Н;

 

Соответственно   Р_ЕВ = 4534 Н.

 

C_rВ = 41800 H;   a₁ = 0.53;   a₂₃ = 0.65;  k = 10/3 .

 

= 3144 часов > 3000 часов.

Подшипник подходит.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8.  Опоры люльки.

 

Подбор подшипников люльки осуществляется по статической грузоподъёмности.

Условием выбора является : C_r0 ³ R_{oi max} .

R_{oi max} = 31230 H.

Назначаем подшипник роликовый  радиально упорный 7306А  C_r0 = 39000Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.  Расчёт соединений.

   9.1  Шлицевое  соединение.

 

Шлицевое соединение вала и блока цилиндров должно обеспечить передачу мгновенного теоретического момента, рассчитываемого по формуле:

= 498 Н/м.

При расчёте определяем длину нарезаемых шлицов :

;

 

Из  ГОСТ 1139-80 (соединения шлицевые прямобочные):

D = 40 мм;     d = 36 мм;       z = 8;         b = 7.

 

h = (D – d)/2 = 2 мм;

[s] = 280 МПа; (Ст. 5 – min)

 

= 17.7 мм;

 

Принимаем l = 18 мм.

 

Аналогично рассчитывается и шлицы  концевого участка вала.

Из ГОСТ 1139-80 (соединения шлицевые прямобочные):

D = 36 мм;     d = 32 мм;       z = 8;         b = 6.

 

h = (D – d)/2 = 2 мм;

[s] = 280 МПа; (Ст. 5 – min)

 

= 23.23 мм;

 

По конструктивным соображениям принимаем l = 30 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Выбор рабочей жидкости.

 

Учитывая требуемый температурный  диапазон эксплуатации насоса ( от – 40 до + 50 °С) выбираем масло АМГ-10.

n₅₀ = 10 сСт.                                                      r = 850 кг/м³.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11.  Определение объёмного КПД.

 

Объёмный  КПД определяется утечками в распределителе и гидростатических опорах поршней (башмаки). Утечки обратно-   пропорциональны  вязкости рабочей жидкости и прямо  пропорциональны давлению.

m = n × r .

 

Утечки через один башмак:

= 8.14 × 10^-6 м³/с.

Утечки через внутренний уплотнительный поясок рабочей стороны распределителя:

d₁₁ = 77.8 мм; d₁₂ = 84.6 мм;

=  2.068 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внешний уплотнительный поясок рабочей стороны распределителя:

 

d₂₁ = 104.6 мм; d₂₂ = 111.4 мм;

=  2.751 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внутренний уплотнительный поясок тыльной стороны распределителя:

d₁₁ = 77.6 мм; d₁₂ = 84.6 мм;

= 2.006 × 10^-5 м³/с.

Утечки через внешний уплотнительный поясок тыльной стороны распределителя:

 

d₂₁ = 104.6 мм; d₂₂ = 111.2 мм;

=  2.831 × 10^-5 м³/с.

Суммарные утечки:

 

Q_S = 9 × Q_б + Q_p1 + Q_p2 + Q_T1 + Q_T2 = 1.698 ×10^-4 м³/с.

 

= = 97.2%.

 

 

12. Испытательный стенд.

 

Для испытаний спроектированного  реверсивного аксиально-поршневого насоса предназначен испытательный стенд.

Испытательный стенд состоит из :

• Н1 – испытываемый насос;
• ЭД1 – электродвигатель, привод испытываемого насоса;
• МН1 – манометр высокого давления;
• МН2 – манометр низкого давления;
• ВН1 – предохранительный вентиль:
• ДР – нагрузочный дроссель.
• К1-4 – система обратных клапанов, реализующих работу насоса с реверсом.

 

В стенде предусмотрен предохранительный клапан КП.

Для измерения подачи насоса (расхода) установлен ТДР – турбинный датчик расхода. Для снятия данных с ТДР  предназначен преобразователь импульсов  ПИ2, передающий сигнал на счётчик импульсов  СИ2.

Частота вращения вала насоса регистрируется преобразователем импульсов ПИ1, и передаётся на счётчик импульсов СИ1.

Для измерения температуры рабочей  жидкости испытательный стенд комплектуется  термометром Т.

Также в стенде есть ТПС – теплообменная  подсистема и ФПС – фильтрующая  подсистема.

Теплообменная подсистема ТПС включает в себя: Н2 – насос, приводимый во вращение электродвигателем ЭД2, и  теполообменник ТО.

Фильтрующая подсистема ФПС включает в себя: Н3 – насос, приводимый во вращение электродвигателем ЭД3, и  фильтр Ф.

Данный испытательный стенд даёт возможность получить рабочую характеристику испытываемого насоса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы:

1. Кулагин А. В. и др. Основы теории и конструирования объёмных гидропередач.                 М. , Высшая школа, 1968 г.
2. Башта Т. М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем.                                               

             М., Машиностроение, 1974 г.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Изд. 7-е . Том 3.      

М., Машиностроение, 1992 г.     

4. Дунаев П. Ф. , Лёликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. 6-е, испр.          М., Высшая школа, 2000 г.
5. Дунаев А. Н. Аксиально-поршневые гидромашины с наклонным диском.        М., МЭИ , 1985 г.