Аксиально-поршневой насос с наклонным диском. 2

 

Федеральное агентство  по образованию

Государственное образовательное  учреждение

высшего профессионального  образования

«Омский государственный  технический университет»

Кафедра «Гидромеханика и транспортные машины»

 

 

 

 

 

Расчетно-пояснительная  записка к курсовому проекту

на тему:

“Аксиально-поршневой  насос с наклонным диском”

по дисциплине: «Объемные гидравлические машины»

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил: студент гр. ГП-419

         Купеева А.А.

                                       Проверил: д.т.н., профессор    

      Щерба  В. Е.

 

 

 

 

 

 

Омск-2013

Содержание

 

1. Введение……………………………………………………………………………...3

2. Описание конструкции и принципа действия роторной аксиально-поршневой гидромашины…………………………………………………………………………...5

3. Основные технические характеристики роторной аксиально-поршневой гидромашины и область применения………………………………………………....7

4. Преимущества и недостатки роторных аксиально-поршневых гидромашин…...9

5. Предварительный конструкторский расчет…………………………………..…..10

6. Кинематический расчет роторной аксиально-поршневой гидромашины……...13

6.1. Перемещение поршня……………………………………………………..13

6.2. Скорость поршня…………………………………………………………..14

6.3. Ускорение поршня…………………………………………………………16

7. Определение подачи насоса……………………………………………………….19

7.1. Подача одного поршня……………………………………………….........19

7.2. Суммарная подача поршней……………………………………………....21

7.3. Неравномерность подачи насоса…………………………………….........22

7.4. Способы устранения неравномерности  подачи………………………….22

8. Динамический расчет роторной аксиально-поршневой гидромашины………...23

8.1. Силы инерции поршня……………………………………………….........23

8.2. Момент центробежной силы……………………………………………...25

8.3. Крутящий момент на валу машины………………………………………27

8.4. Неравномерность крутящего момента…………………………………...30

9. Прочностной расчет………………………………………………………………..31

9.1. Расчет на прочность поршня……………………………………………...31

9.2. Расчет на прочность приводного вала……………………………………32

10. Заключение………………………………………………………………………...34

11. Список использованной литературы……………………………………….........35

 

1. Введение

 

Насос - гидравлическая машина, преобразующая приложенную к  ее валу механическую энергию приводного двигателя в гидравлическую энергию  потока жидкости.

В объемном насосе жидкая среда перемещается путем периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса.

Одними из наиболее распространенных объемных машин являются аксиально-поршневые  насосы и в частности насосы с  неподвижным наклонным диском.

Регулируемые аксиально-поршневые  насосы предназначены для гидростатических приводов с бесступенчатым регулированием потока.

Эти насосы получили широкое  применение в XIX веке на флоте многих стран, использовались они для выполнения наиболее ответственных функций, управление кораблем и его вооружением.

В настоящее время регулируемые аксиально-поршневые насосы широко используются в строительных, дорожных и горных машинах, в авиа и ракетостроении.

 Целью курсового проекта является проектирование роторного аксиально-поршневого гидронасоса.

При заданных параметрах подачи, давлении нагнетания и числе оборотов необходимо разработать конструкцию насоса.

Курсовой проект включает в себя графический материал, представленного на 4 листах формата А1, и расчетно – пояснительной записки.

Графическая часть включает в себя следующее:

I лист – общий вид гидромашины;

II лист – поперечный разрез гидромашины;

III лист – общие виды и разрезы основных узлов и деталей гидромашины;

IV лист – основные результаты расчетов (подачи, кинематики и динамики гидромашины).

Расчетная часть включает в себя следующие основные разделы:

• Описание конструкции и принципа действия гидромашины.
• Основные технические характеристики (производительность, потребляемая мощность, давление нагнетания и т.д.) и область применения.
• Предварительный конструкторский расчет (определение основных конструкторских размеров гидромашины).
• Кинематический расчет (расчет перемещения, скорости ускорения поршней в зависимости от угла поворота ведущего вала).
• Определение подачи. Построение зависимости подачи насоса в зависимости от угла поворота ведущего вала. Определение неравномерности подачи насоса.
• Динамический расчет (определение действующих сил и моментов в узлах и агрегатах гидромашины).
• Прочностной расчет основных узлов и агрегатов насоса (поршень, приводной вал).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Описание конструкции  и принципа действия 

роторной аксиально-поршневой  гидромашины

 

Роторная аксиально-поршневая  гидромашина – машина, у которой  рабочие камеры вращаются относительно оси ротора, а оси поршней или  плунжеров параллельны оси вращения или составляют с ней угол меньше 45⁰.

Вращающий момент в насосе передается через приводной вал 1 на цилиндровый блок (барабан) 2, в  цилиндрах которого свободно посажены поршни 3, опирающиеся своими сферическими головками на  гидростатически  уравновешенные опоры (башмаки) 4. Поршни 3 поджимаются  через сферическую опору и упорное кольцо 5 к наклонному диску 6, угол наклона которого изменяется с помощью  регулирующего устройства. Подпоршневое пространство соединяется с помощью канала 7 с каналами всасывания и нагнетания  распределительного золотника 8, служащими для подвода и отвода жидкости. Окна всасывания и нагнетания разделены перевальными (разделительными) перемычками, разделяющими линию всасывания от линии нагнетания. Ширина перемычек несколько превышает ширину канала 7.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.1. Конструктивная схема аксиально-поршневой гидромашины

При вращении цилиндрового блока происходит возвратно-поступательное перемещение поршней 3. При повороте  цилиндрового блока от 0 до π происходит увеличение подпоршневого пространства и жидкость из линии всасывания (канал a) через канал 7 (шириной t) поступает в подпоршневое пространство, то есть происходит процесс всасывания. При подходе к нижнему мертвому положению цилиндра (угол π) канал 7 перекрывается разделительной перемычкой (шириной s), процесс всасывания завершается. При повороте цилиндрового блока от π до 2π канал 7 проходит перемычку, сообщает подпоршневое пространство с линией нагнетания (канал b). Вследствие уменьшения подпоршневого пространства жидкость поступает в линию нагнетания, происходит процесс нагнетания. При подходе к верхнему мертвому положению цилиндра канал 7 перекрывается перемычкой, процесс нагнетания завершается.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.2. Схема торцового распределительного диска

 

 

 

 

 

 

3. Основные технические  характеристики роторной аксиально-поршневой  гидромашины и область применения

 

Наиболее распространенное число цилиндров в аксиально-поршневых  машинах равно 7 – 9, диаметры цилиндров гидромашин обычно находятся в пределах от 10 до 50 мм, а рабочие объемы машин — в пределах от 5 до 1000 см³. Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен 20°.

Частота вращения насосов  общемашиностроительного применения средней мощности равна 1000 – 2000 об/мин. Частота вращения подобных насосов в авиационных гидросистемах обычно равна 3000 – 4000 об/мин, однако в отдельных случаях применяют насосы со значительно большей частотой вращения. По данным иностранной печати изготовляются насосы с максимальной частотой вращения 20 000 и  30 000 об/мин и минимальной 5 – 10 об/мин.

Для специальных целей  созданы малогабаритные насосы на рабочий  объем q = 0,7 ¸ 1 см³/об (диаметр поршня d = 5 ¸ 6 мм, ход h = 4 мм, диаметр блока D = 20 мм); подача такого миниатюрного насоса достигает (за счет  большой  n)  20 л/мин при р  = 20 МПа (200 кгс/см²).

Насосы с аксиальным расположением цилиндров применяются при давлениях 21 – 35 МПа (210 – 350 кгс/см²) и реже при – более высоких давлениях [насосы подачей до 400 л/мин часто выпускаются на рабочие давления до 55 МПа (550 кгс/см²)]. Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отраслей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 4000 – 4500 л. с. (подача до 8700 л/мин) и более.

Насосы и гидромоторы этих типов имеют высокий объемный к. п. д., который для большинства моделей достигает при оптимальных режимах работы значений 0,97 – 0,98. Многие зарубежные фирмы гарантируют для насосов с подачей 130 – 150 л/мин объемный к. п. д. при давлении 35 МПа (350 кгс/см²) не менее 0,99. Общий к. п. д. этих насосов составляет примерно 0,95.

    Насосы с  аксиальным расположением цилиндров  являются наиболее распространенными  в гидравлических системах. Эти  насосы получили широкое применение  еще в конце прошлого столетия на флоте многих стран (Россия, Англия, США, Япония), причем использовались они для выполнения наиболее ответственных функций, как, например, управление кораблем и его вооружением. Применяются  также на строительно-дорожных машинах. Благодаря своим огромным преимуществам насосы стали применять не только в машиностроении и гидроавтоматике, но и во многих отраслях военной техники (в системе управления за перемещением дула танка) и в авиации (благодаря своим малым габаритам и массе, в то же время имеющим большую производительность).

В данное время аксиально-поршневые насосы применяются в: автокранах, экскаваторах, испытательных стендах топливной аппаратуры, буровых установках, сейсмотехнике, трубоукладчиках, грейферах, прокатных станах, угольных комбайнах, лебедках, погрузочных машинах, тепловозах, теплоходах, дизельных поездах, зерноуборочных, виноградоуборочных комбайнах, кормоуборочных машинах, металлорежущих станках, КПО, листогибочных машинах, прессовом оборудовании для формовки кирпича, термопластавтоматах для переработки пластических масс методом литья под давлением, в литьевых машинах для литья под давлением цветных металлов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Преимущество и недостатки

Преимущество

• имеют более высокий полный КПД (0,95), по сравнению с КПД шестеренных (0,85-0,90) и пластинчатых насосов (0,6-0,8).
• большой ресурс работы (20000 часов), по сравнению с шестеренными гидромашинами (5000 часов)
• способность работать при высоких давлениях  

(20-25 МПа, наибольшее давление 55 МПа);

• бо́льшая частота вращения (2500-4000 мин^-1) в сравнении с радиально-плунжерными гидромашинами (500-1000 мин^-1).

Недостатки

• сложность конструкции;
• высокая стоимость данного типа гидромашин;
• большие пульсации подачи (для насосов) и расхода (для гидромотора), и как следствие, большие пульсации давления в гидросистеме

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Предварительный конструкторский расчет

 

5.1. Расчетная подача насоса:

,

где    – эффективная подача насоса,  ;

– объемный КПД насоса,  ;

.

5.2. Рабочий объем насоса:

,

где    – частота вращения,  ;

.

5.3. Рабочий объем одного цилиндра:

,

где    – число цилиндров,  ;

5.4. Диаметр поршня:

,

где    – практический коэффициент, величина которого находится в  

пределах 1 ¸ 2;  выбираем .

В соответствии с ГОСТ  6636 – 69, принимаем диаметр поршня .

 

5.5. Выбираем, из соображений  прочности, толщину стенки между  цилиндрами блока

.

5.6. Находим диаметр окружности  цилиндрового блока, на  которой  расположены оси цилиндров:

.

Для дальнейшего расчета  выбираем диаметр цилиндрового блока, равный .

5.7. Из выражения для вычисления рабочего объема насоса

                    

находим угол γ наклона диска, при котором будет обеспечен при данных параметрах требуемый рабочий объем насоса:

– угол наклона диска.

5.8. Ход поршня:

.

В соответствии с ГОСТ  6636 – 69, принимаем ход поршня .

5.9. Проверочный расчет:

5.10. Погрешность  расчета:

5.11. Наружный диаметр блока:

.

5.12. Длина цилиндра:

.

5.13. Длина поршня:

.

5.14. Дезаксиал:

.

5.15. Расчетная мощность насоса:

,

где    – давление нагнетания,  ;

.

5.16. Приводная мощность:

,

где    – механический КПД,  ;

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Кинематический расчет роторной

аксиально-поршневой гидромашины

 

В данной части курсового  проекта представлен расчет перемещения, скорости и ускорения поршней  в зависимости от угла поворота ведущего вала.

 

6.1. Перемещение  поршня

 

6.1.1 Текущее значение  хода поршня с учетом угла поворота вала определится по выражению:

(м),

при :   .

Представим график перемещения  поршня от угла поворота вала (рис. 3):

(м)

 

Рис.3. График перемещения  поршня от угла поворота вала

 

6.1.2 Аналогичным способом  находим перемещение для других  поршней (ниже перечисленные значения  рассчитаны в метрах):

;

;

;

;

;

;

.

Рис.4. Графики перемещения  поршней от угла поворота вала

 

 

6.2. Скорость поршня

 

6.2.1 Относительное значение скорости поршня с учетом угла поворота вала определится по выражению:

(м/с),

где   w – угловая скорость;   (рад/с).

при :   .

Представим график скорости поршня от угла поворота вала (рис. 5):

(м/с)

Рис.5. График скорости поршня от угла поворота вала

 

6.2.2 Аналогичным способом  находим скорости для других  поршней (ниже перечисленные значения  рассчитаны в м/с):

;

;

;

;

;

;

.

   

 

Рис.6. График  скорости поршней от угла поворота вала

 

 

6.3. Ускорение поршня

 

6.3.1 Относительное значение  ускорения поршня с учетом  угла поворота вала  определится по выражению:

(м/с²),

при :   .

Представим график перемещения  поршня от угла поворота вала (рис. 7):

(м/с²).

Рис.7. График ускорения  поршня от угла поворота вала

 

6.3.2 Аналогичным способом  находим ускорения для других  поршней (ниже перечисленные значения рассчитаны в м/с²):

;

;

;

;

;

;

.

 

Рис.8. График ускорения  поршней от угла поворота вала

 

 

 

 

 

7. Определение  подачи насоса

 

В данной части курсового  проекта представлен расчет подачи одним поршнем, суммарная подача, коэффициент неравномерности подачи.

 

7.1. Подача одного поршня

 

7.1.1 Расчетное значение  подачи поршня с учетом угла  поворота вала определится по выражению:

(м³/с),

при (т.е. от 0 до p, что будет соответствовать подаче поршня):

.

Представим график подачи поршня от угла поворота вала (рис. 9):

Рис.9. График подачи поршня от угла поворота вала

 

 

7.1.2 Аналогичным способом  находим подачи других поршней  (ниже перечисленные значения  рассчитаны в м³/с):

;

;

;

;

;

;

.

Представим график подач  для каждого поршня (рис.10):

Рис.10. График подачи поршней  от угла поворота вала

 

 

7.2. Суммарная подача поршней

 

Для определения суммарной  подачи насоса в зависимости от угла поворота ведущего вала необходимо сложить  подачи поршней находящихся в  зоне нагнетания:   ;

Рис.11. График суммарной подачи поршней

 

 

7.3. Неравномерность подачи насоса

 

Определим коэффициент  неравномерности подачи:

,

где   – максимальное значение текущей подачи,  (м³/с);

– минимальное значение текущей  подачи,  (м³/с);

– среднее значение текущей подачи,  .

.

 

7.4. Способы устранения неравномерности подачи

 

1. Установка воздушных колпаков.

2. Оптимальная величина дезаксиала  .

3. Неравномерное угловое расположение осей цилиндров в блоке.

 

8. Динамический расчет роторной

аксиально-поршневой гидромашины

 

В данной части курсового  проекта представлен расчет действующих сил и моментов в узлах и агрегатах гидромашины.

 

8.1. Силы инерции поршня

 

8.1.1 Сила инерции массы m поршня насоса с наклонным диском в относительном движении в цилиндре можно вычислить по уравнению:

(Н),

где   m – масса поршня,  ;

d₁ – диаметр полости поршня,  d₁ = 0,010 м;

L₁ – длина полости поршня,  L₁ = 0,048 м;

r – плотность материала поршня,  r = 7850 кг/м³ (в данном случае поршни изготавливаются  из цементуемой стали 12ХНЗА) (кг).

Тогда сила инерции поршня будет равна:

.

Представим график изменения  силы инерции массы m поршня от угла поворота вала (рис. 12):

(Н)

Рис.12. График изменения силы инерции массы m поршня от угла поворота вала

 

 

8.1.2 Аналогичным способом  находим силы инерции в относительном  движении других поршней (ниже  перечисленные значения рассчитаны  в Н):

;

;

;

;

;

;

.

 

Рис.13. Силы инерции в  относительном движении  поршней

 

8.1.3 Сила инерции массы m поршня насоса с наклонным диском во вращательном (переносном) движении (центробежная сила) можно вычислить по уравнению:

(Н),

где   r – расстояние от оси вращения до центра тяжести поршня,  r = R_б = 0,03м.

(Н).

 

8.2. Крутящий момент на валу машины

 

Осевое усилие давления жидкости на поршень развивает при расположении блока цилиндров и наклонного диска под углом крутящий момент, передаваемый на вал машины. Данной гидромашине давление жидкости на поршни создает крутящий момент на блоке цилиндров. Этот момент преодолевается приводным двигателем.

8.3.1 Расчетный крутящий  момент развивается силой Р давления жидкости р.

(Н).

Эту силу разложим на нормальную и тангенциальную.

Нормальную составляющую N силы Р можно вычислить по формуле:

(Н).

Тангенциальную составляющую:

(Н).

Крутящий момент M_кр., развиваемый одним поршнем, равен произведению нормальной к оси поршня составляющей усилия P давления жидкости на поршень и переменного плеча :

(Н×м).

Представим график изменения  крутящего момента от угла поворота вала (рис. 16):

Рис.16. График изменения  крутящего момента от угла поворота вала

 

8.3.2 Аналогичным способом находим крутящие моменты для других поршней (ниже перечисленные значения рассчитаны в Н×м):

;

;

;

;

;

;

. 

Рис.17. График крутящих моментов для поршней

 

8.3.3 Определим суммарный  крутящий момент:

Ниже представлен график  суммарного крутящего момента (рис. 18):

 

Рис.18. График суммарного крутящего момента

 

8.3. Неравномерность крутящего момента

 

Неравномерность крутящего момента в аксиально – поршневой гидромашине аналогично неравномерности ее подачи. При постоянном крутящем моменте в насосе мы имеем неравномерность его подачи.

Определим коэффициент  неравномерности крутящего момента:

,

где   – максимальное значение текущего крутящего момента, 

(Н×м);

– минимальное значение текущего крутящего момента, 

(Н×м);

– среднее значение текущего крутящего  момента, 

.

.

 

 

9. Прочностной  расчет

 

В данной части курсового  проекта представлен прочностной расчет поршня и приводного вала гидромашины.

 

9.1 Расчет поршня на изгиб.

Рис. 12

Тангенциальная составляющая усилия P:

 

Крутящий момент, развиваемый одним  поршнем:

Тангенциальная составляющая Т развивает крутящий момент и одновременно изгибает поршень.

M – изгибающий момент, Нм

W – момент сопротивления при изгибе, см³

В поперечном разрезе имеем круглое  полое сечение:

d=10 мм – диаметр полости

D=20 мм – диаметр поршня

см³

 Допускаемое напряжение изгиба  для стали 12ХНЗА

Так как  , то условие прочности выполняется

 

 

 

                        9.2Расчет на прочность вала

 

Как одну из наиболее ответственных  деталей, будем рассчитывать на прочность  вал. Основной функцией вала является передача крутящего момента, а потому расчет будем вести по условию  прочности при кручении. Условие  прочности будет иметь вид:

 

,

 

где:

 – допускаемое касательное  напряжение (для стали 40Х –  220 МПа)

- максимальный крутящий момент,

 – полярный момент сопротивления  круга:

Подставим формулу для  определения полярного момента  сопротивления в условие прочности и выразим диаметр вала. Получим:

.

 

Округлим полученное значение до d= 16 мм