Насос аксиально-поршневой. Курсовая работа.

Кр Круглов.doc

Рассчитать основные параметры аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком с двойным не силовым карданом по полученным данным построить эскиз машины.
Определить размер блока цилиндров
Провести расчёт на прочность и жесткость
Провести расчёт распределителя
Оценка размеров вала и подшипников
Список используемых обозначений . 4
Конструктивная часть . 7
1Описание конструкции . 7
2Расчёт блока цилиндра . 9
3Расчёт распределителя . 11
Выбор подшипников качения .18
Список использованной литературы 20
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ
Рн - рабочее давление;
n- частота вращения вала;
-угол наклона оси блока цилиндров относительно оси вала;
L10h -долговечность подшипников;
С и А - коэффициенты зависящий от материала блока цилиндра задаются интервалом;
Dр -диаметра разноски;
а- толщина условной толстостенной трубы
b - размер перемычки;
- напряжения растяжения стенок толстостенной трубы
- расчётное значение деформации;
Е - модуль упругости материала блока цилиндров;
- коэффициент Пуассона;
[]-допустимый модуль упругости материала блока цилиндров;
[]-допустимый значение деформации;
DБ - наружный диаметр блока цилиндров;
Db - внутренний диаметр расточки в блоке цилиндров;
В - высота блока цилиндров;
b1 - ширина технологической проточки;
b2 - ширина дна блока цилиндров;
b3 - высота зуба блока цилиндров;
Fo -минимальная площадь окна блока цилиндров;
[] - допустимое значение скорости течения жидкости;
- угловая частота вращения вала гидромашины;
FП - площадь поршня;
- радиус скругления окна;
- угол охвата окна в блоке цилиндров;
- угол охвата радиуса скругления окон;
а1- ширина уплотняющего пояска;
- коэффициент показывающий на сколько сила прижимающая блок цилиндров к распределителю больше отжимающей силы;
а1- допустимая ширина уплотняющего пояска;
Q - величина утечек;
QИ - теоретический расход;
n - частота вращения вала гидромотора;
Qф - фактический расход рабочей жидкости на выходе из гидромотора;
[] - допустимая скорость течения жидкости в дренажной канавке;
Fк - площадь дренажной канавки;
[Fк] -допустимая площадь дренажной канавки;
b' - глубина дренажной канавки;
b" - ширина дренажной канавки с условием;
- угол охвата окна в распределителе;
Fr - минимальная площадь окна распределителя;
[Fr] -допустимую минимальную площадь окна распределителя;
[] - максимально допустимая скорость движения жидкости в окне распределителя;
Рпр - прижимающая сила;
Рот- отжимающая сила;
Р - сила со стороны пружины;
- контактное напряжение;
[]- допустимое контактное напряжение;
Sу - площадь уплотняющих поясков приходящихся на один сектор;
Р - равнодействующая сила;
F - сила действующая на один поршень;
Fa-осевая составляющая силы действующей на поршень;
Fr - радиальная составляющая силы действующей на поршень;
Мк- максимальный крутящий момент;
Мо- опрокидывающий момент;
Ма - наибольший изгибающий момент в сечении от усилия:Fа
Мr -наибольший изгибающий момент в сечении от усилия Fr
Ми - суммарный изгибающий момент в сечении;
d1- внешний диаметр вала;
d2- внутренний диаметр вала;
- значение напряжения изгиба;
[] -допустимое значение напряжения изгиба;
Рэ- эквивалентная нагрузка;
X- коэффициент радиальной нагрузки;
Y- кинематический коэффициент;
K- коэффициент безопасности;
Kt- температурный коэффициент;
Сr- динамическая грузоподъемность;
Сr- требуемая динамическая грузоподъемность.
Аксиально-поршневые гидромашины с двойным не силовым карданом получили большое распространение в машиностроении осо6енно в автоматических приводах. Они обладают одними наилучшими среди всех типов гидромашин удельными весовыми характеристиками (27 - 98 кгкВт для регулируемых машин и 095 - 42 кгкВт для не регулируемых). Отличаются компактностью высоким объемным (093 -999) и эффективным (090 -0.93) КПД пригодны для работы при высоких частотах вращения и давлениях (45 МПа) обладают сравнительно малой инерционностью.
Регулируемые гидромашины (насосы) применяются в тех случаях когда нужно быстро и точно регулировать расход рабочей жидкости по величине и направлению в обслуживаемой гидросистеме.
Регулирование подачи в этих насосах в зависимости от типа гидромашины осуществляется либо дистанционно либо вручную.
Нерегулируемые гидромашины используются как в качестве гидромоторов так и насосов постоянной производительности.
Для насосов общемашиностроительного применения работающих по замкнутым схемам в большинстве случаев принимается число оборотов 1500 в минуту с повышением в отдельных случаях до 3000 в минуту. При работе в режиме самовсасывания число оборотов рекомендуется понижать на 20 - 30%.
Число оборотов для гидромоторов в сравнении с насосами может быть повышено в 15 - 2 раза.
КОНСТРУКТИВНАЯ ЧАСТЬ
1. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
Гидромашина (рис.1) состоит из корпуса 4 к торцу которого присоединяется крышка 13. Другой конец корпуса закрывается крышкой 2.
Уплотнение сопряжений корпусных деталей и крышек осуществляется при помощи колец из маслостойкой резины.
В корпусе установлен вал 1 с семью поршнями 18. Передний опорой вала служит сдвоенный радиально-упорный подшипник 20 а задней опорой - радиальный шарикоподшипник 3. Для исключения утечек жидкости послужит манжета 21 установленная в расточку крышки 2.
Выходной конец вала имеет либо шлицы либо шпоночный паз. Другой конец вала выполнен в виде диска с семью отверстиями равномерно расположенными по окружности. В этих отверстиях установлены с натягом и развальцованы бронзовые вкладыши. В каждом вкладыше завальцована сферическая головка шатуна 19. На противоположной сферической головке каждого шатуна завальцован бронзовый поршень 18. Шатуны имеют возможность свободно поворачиваться во вкладышах и поршнях. В центральной расточке вала 1 размещена и закреплена от поворота штифтом букса 5.
В осевом отверстии буксы 5 расположен упор 6 который поджимается пружиной к сферической поверхности валика кардана 7.Bторая сферическая головка валика кардана поджимается той же пружиной к упору 8 установленному в буксе 9. Букса 9 посажена в осевую расточку блока цилиндров 10 таким образом что выступы на торце блока цилиндров входят в соответствующие пазы буксы 9.
Кардан 7 предназначен для синхронизации вращения вала гидромашины и блока цилиндров. Он состоит из валика с запрессованными в него двумя пальцами и надетыми на них роликами которые входят в соответствующие пазы буксы.
Для обеспечения смазки опорных поверхностей валика кардана и сфер шатунов при работе гидромашины валик и шатун имеют осевые отверстия через которые поступает рабочая жидкость.
В центральной расточке крышке13 закреплена ось 16 с запрессованным и завальцованным на ее конце радиальным шарикоподшипником 17.
Штифт 14 удерживает ось от поворота в крышке 13. На шарикоподшипник установлен блок цилиндров 10 с семью равномерно расположенными по окружности отверстиями - цилиндрами оси которых параллельны оси вращения блоков 8.
Посадка блока цилиндров на внешнее кольцо шарикоподшипника 17 позволяет блоку "само устанавливаться" сохраняя постоянное прилегание поверхности его торца к "зеркалу" распределительного диска 15 что является одним из основных условий работоспособности гидромашины.
Предварительное поджатие блока цилиндров к "зеркалу" распределительного диска и последнего к крышке 13 осуществляется пружиной 11 установленной между блоком цилиндров и шарикоподшипником 17.
Во время работы блок цилиндров дополнительно прижимается к распределителю давлением рабочей жидкости. Положение распределителя фиксируется и удерживается от поворота вокруг оси штифтом 12.
Цилиндры 6лока 10 в основании переходят в дуговые отверстия которые совмещаются с дуговыми отверстиями распределительного диска 15 и дуговыми отверстиями крышки 13. Дуговые отверстия крышки соединены с двумя каналами Выведенными на наружный торец крышки которые служат для подсоединения магистралей гидросистемы.
Для нормальной работы гидромашины ее внутренние полости заполняются рабочей жидкостью для заливки и слива которой в корпусе предусмотрены два резьбовых отверстия закрытых резьбовыми пробками. При работе гидромашины в качестве гидромотора рабочая жидкость нагнетаемая питающим насосом поступает из напорной магистрали по каналу крышки 13 и дуговому отверстию распределительного диска 15 в цилиндры через цуговые отверстия блока 10:
Одновременно другая часть дуговых отверстий блока цилиндров соединяется через второе дуговое отверстие распределителя и крышки со сливной магистралью. Сила давления рабочей жидкости на каждый поршень через шатуны передается на фланец вала гидромашины в виде суммарной силы которая вследствие наклона оси шатуна к продольной оси вала раскладывается на осевую и окружную (тангенциальную).
Осевая сила воспринимается радиально-упорными шарикоподшипниками а окружная создает вращательный момент под действием которого вал с поршнями начинает вращаться вокруг своей оси. Вращательное движение вала через кардан передается блоку который поочередно совмещает отверстия цилиндров либо с дуговым отверстием распределителя соединенным с напорной магистралью либо с тем которое соединено со сливной магистралью. При вращении вала поршни совершают возвратно-поступательные движения относительно блока цилиндров причем поршни входящие в цилиндры выталкивают рабочую жидкость в сливную магистраль.
Если придать вращение валу гидромашины от постороннего двигателя и сообщить одну из полостей с наполнительным блоком то гидромашина будет работать в режиме насоса. При этом поршни входящие из цилиндров всасывают рабочую жидкость а при обратном движении выталкивают её в напорную магистраль.
На рис.1 представлена гидромашина с максимальным рабочим давлением 32МПа. Отличие в конструкции заключается в следующем. В качестве опор вала выступает роликовый радиальный 5 роликовый упорный 5 и роликовый радиально-упорный 4 подшипники. Уплотнение вала осуществляется с помощью уплотнительного кольца 3 и манжеты 2 установленной в крышку 1. ввертывающуюся в корпус гидромашины. Блок цилиндров 8 выполняется бронзированным. Установка шатунов в приводном вале разборная так как упорные вкладыши установлены в промежуточную деталь '7.
Рис. 1 Гидромашина типа 2М
2.РАСЧЁТ БЛОКА ЦИЛИНДРОВ
Рабочий объём Vo =25см3об
Рабочее давление Рн = 16МПа;
Частота вращения вала n = 1500обмин;
Угол наклона оси блока цилиндров относительно оси вала 30 град;
Число поршней z = 7;
Долговечность подшипников L10h=500ч.
Определение дезаксиалa [4]:
где -угол наклона оси блока цилиндров относительно оси вала:
Определение диаметра поршня [4]:
где z = 7- количество поршней;
С и А - коэффициенты зависящий от материала блока цилиндра задаются интервалом
С=13-16 А=132-143 [4]
Принимаем: С=1.59 А=143
Из расчёта: Принимаем по ГОСТ 1447-78 [4]
Определение диаметра разноски отверстий в блоке цилиндров [4] (рис. 2)
Рис. 2. Основные расчетные размеры блока цилиндров
Определение хода поршня [4]:
Определение толщины условной толстостенной трубы a и размера перемычки b [4]:
Проверка выполнения условия прочности [ 1 ]:
где - напряжения растяжения стенок толстостенной трубы.
Проверка выполнения условия жёсткости [4]
где - расчётное значение деформации;
- коэффициент Пуассона.
Сравниваем полученные значения и со значениями []и [] соответственно.
и расчётные значения имеют величину больше допустимых значений то проводим расчет сначала изменяя некоторые параметры. Т. к. расчётные значения имеют величину меньшую допустимых значений то продолжаем расчёт.
Определение геометрических размеров блока цилиндров [4]:
где DБ - наружный диаметр блока цилиндров. Конструктивно принимаем DБ =0.066м
где Db - внутренний диаметр расточки в блоке цилиндров. Конструктивно принимаем. Dб =0.026м.
где В - высота блока цилиндров;
h =0.024м- ход поршня;
b1=0.004м - ширина технологической проточки;
b2 =0.005м- ширина дна блока цилиндров;
b3 =0.004- высота зуба блока цилиндров.
3. РАСЧЁТ РАСПРЕДИЛИТЕЛЯ
Определение минимальной площади окна блока цилиндров (рис.3) [4]:
где [] - допустимое значение скорости течения жидкости;
Условие выполняется.
где - угловая частота вращения вала гидромашины;
FП - площадь поршня. [4]
Определение радиуса cкругления окон [4]
В первом приближении принимаем [4]:
далее определяем радиус скругления окон [4]:
Определяем угол охвата окна в блоке цилиндров [4]:
где - угол охвата окна в блоке цилиндров [4]
Определяем угол охвата радиуса скругления окон [4]:
где - угол охвата радиуса скругления окон [4].
Определяем площадь окна блока цилиндров Fо [4]:
Определяем ширину уплотняющего пояска [4]:
Рис. 3. Основные расчетные размеры распределителя
где - коэффициент показывающий на сколько сила прижимающая блок цилиндров к распределителю больше отжимающей силы [4].
Далее проверяем условие: .Условие выполняется.
Определение геометрических размеров дренажной канавки распределителя [4]:
где Q - величина утечек;
QИ - теоретический расход [4]:
где n - частота вращения вала гидромотора;
Qф - фактический расход рабочей жидкости на выходе из гидромотора [4]
Допустимая минимальная площадь дренажной канавки [4]:
где [] - допустимая скорость течения жидкости в дренажной канавке не более
Конструктивно принимаем глубину дренажной канавки b' и ширину дренажной канавки b" с условием что площадь дренажной канавки Fк больше [Fк] [4].
Определяем угол охвата окна в распределителе [4]:
где угол 0.5о-необходимое положительное перекрытие [4].
Определяем площадь окна распределителя [4]
Допустимую минимальную площадь окна распределителя определяем по формуле [4]:
где [] - максимально допустимая скорость движения жидкости в окне распределителя не более 45 мс: []=45 мс[8]
Проверяем условие превышения расчётной величины площади окна распределителя Fr над допустимой минимальной площадью [Fr]. Условие выполняется.
Определяем геометрические размеры распределителя (рис.4) [4]:
Рис.4. Распределительный диск
Определяем силы действующие в стыке блок цилиндров распределитель (рис.6).
Прижимающая сила действующая от одного поршня [4]:
где Рн - максимальное давление рабочей жидкости в гидромашине [4] .
Отжимающая сила [8]:
Рис. 5. Взаимодействие сил между распределителем и блоком цилиндром
Сила со стороны пружины [4]:
Проверка на контактные нагрузки [4]:
где Sу - площадь уплотняющих поясков приходящихся на один сектор [4]:
Р - равнодействующая сила [4]:
По справочнику [ 1 ] определяем допустимое значение контактных нагрузок [] для
материалов из которых изготовлен блок цилиндров и распределитель. Если расчётное значение имеет величину больше допустимого значения то проводим расчет сначала изменяя некоторые параметры. Так как то добавляем опорный поясок ширина которого 25мм.
Тогда общая площадь уплотняющих поясков будет равна:
Определение сил действующих на вал
Сила действующая на один поршень находящийся в полости высокого давления [4]:
Осевая и радиальная составляющая силы (рис.8) действующей на поршень соответственно [4]:
Максимальная осевая и радиальная составляющие силы действующей на вал если учесть что в полости высокого давления участвует поршней [4]:
Максимальный крутящий момент [4]:
Опрокидывающий момент [4]:
Определение реакций опор.
Ближняя опора к большим головкам шатунов (подшипник А) [4]:
Опора на выходном конце вала (подшипник В) [4]:
где l1 и l2 - расстояние между опорами и расстояние между опорой и головками шатунов соответственно.
Суммарная реакция в опорах [4]:
По наибольшей суммарной реакции опоры определяем что наиболее нагруженным сечением является сечение вала в этой опоре.
Рис. 6. Нагружение вала
Определяем нагрузки действующие в наиболее нагруженном сечении [4]:
Наибольший изгибающий момент в сечении A от усилия [4]:
Наибольший изгибающий момент в сечении от усилия [4]:
Суммарный изгибающий момент в сечении [4]:
Определение размера диаметра вала исходя из допустимого напряжения изгиба
Определяем расчётное значение напряжения изгиба по формуле [4]:
где d1=45мм - внешний диаметр вала;
d2=35мм- внутренний диаметр вала.
Значения d1 и d2 принимаются из конструктивных соображений.
Из справочной литературы [ 1 ] находим допустимое значение напряжения изгиба
[] для материала из которого изготовлен вал. Условие выполняется вал выдерживает нагрузки.
РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Сначала рассчитываем подшипник в наиболее нагруженной опоре
конструктивных соображений выбираем тип подшипника.
Находим эквивалентную нагрузку [ 4 ]:
X=067- коэффициент радиальной нагрузки;
Y=141 - кинематический коэффициент равный V=1 при вращение внутреннего кольца и
K=12 - коэффициент безопасности;
Kt=1- температурный коэффициент.
Определяем долговечность [ 7 ]:
-. для шариковых подшипников:
где Сr=508кН -динамическая грузоподъемность.
Так как комплект подшипников из двух шарикоподшипников то [4]
где n=1500мин-1 -скорость вращения подшипника.
Так как Стр Сr (81583.82) этот подшипник подходит. Подшипник средней серии
308 имеет ( d=40мм D=90мм B=23мм ) [4]
Так как подшипник упорный то эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле [4]:
Так как требуемая динамическая грузоподъемность не превышает динамическую грузоподъемность выбранного подшипника то принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник лёгкой серии 207 который имеет (d=35мм D=72мм В=17мм) [7].
В ходе курсовой работы были проведены расчёты основных параметров аксиально – поршневого насоса с наклонным блоком и с двойным несиловым карданом. По полученным значениям был сформирован эскиз данного насоса опираясь на конструкцию гидромотора 2М. Основными отличиями разработанного насоса от мотора 2М является наличие девяти поршней вместо семи и отсутствие клапанной коробки. На наружной поверхности поршней выполнены канавки для уплотнений разделяющие рабочие полости от полости приводного вала в которую до определённого уровня заливается жидкость для смазки узлов трения.
Список используемой литературы
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. –8изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Шестковой - М.: Машиностроение 2001. 1000 с.
Башта Т.И. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистемы. Учебник для вузов М.: Машиностроение 1974. 606 с.
Бим-Бад Б.М. Кабаков М.Г. Стесин С.П. “Атлас конструкций гидромашин и гидропередач”.- М.; Инфра – М 2004. – 135с.
Круглов В.Ю. Багаев Д.В. Расчет объёмных гидромашин: Учеб. пособие Ковров: КГТА 2005. – 184с.
Кулагин А.В. Основы теории конструирования объемных гидропередач М.: Высшая школа 1968 400 с.
Методические указания к лабораторным работам по дисциплине “Объёмные гидро- и пневмомашины”Владимир. Полит.ин-т; Сост. :В.Ю. Круглов М.Ю.Тимофеев. Владимир 1988. 64 с.
Подшипники качения: Справочник-каталог Под ред. В.Н. Норышкина Р.В. Коросташевского. -М.: Машиностроение 1984-180с.
Прокофьев В.Н. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод М. Машиностроение 1969. 560 с.

Сборочный чертеж.dwg

Насос аксиально-поршневой
с двойным несиловым карданом

Спецификация.dwg

КР. ОГМ. 1211.00. СБ.
Насос аксиально-поршневой
с двойным несиловым карданом
Болт М12х40 ГОСТ 7798-70
Болт М14х40 ГОСТ 7798-70
Болт М18х52 ГОСТ 7798-70
Винт М4 х 14 ГОСТ 1491-80
Подшипник 36214 ГОСТ 8338-75
Подшипник 50216 ГОСТ 8338-75
Шайба 12Н ГОСТ 6402-70
Шайба 14Н ГОСТ 6402-70
Шайба 18Н ГОСТ 6402-70
Кольцо 64 ГОСТ 13943-86
ГОСТ 9833-73ГОСТ 18829-73
Кольцо упорное 56-012 ГОСТ 16048-70
Кольцо 180 ГОСТ 13943-86
Кольцо 44 ГОСТ 13943-86