Аксиально-поршневой насос с торцевым распределением

Вал.cdw

Аксиально-поршневой насос.cdw

Аксиально-поршневой насос
КП 1.15.03.02.1.19.03.00.00 СБ
Техническая характристика:
Номинальная производительность насоса
Номинальное рабочее давление
Номинальное число оборотов
Объемный КПД насоса 0
Механический КПД насоса 0
Максимальное развиваемое давление
Технические требования
Размеры для справок.
Перед сборкой размагнитить все намагниченные детали.
детали и все масляные каналы гидромотора перед
сборкой продуть сжатым воздухом и промыть дизельным
Посадочные поверхности подшипников
уплотнительные кольца и уплотняющую
кромку манжеты при сборке смазать маслом индустриальным
И-12А ГОСТ 20799-88.
Вал гидромашины должен вращаться ровно без заеданий.
При трансортировании и хранении все присоединительные отверстия
должны быть закрыты заглушками ОСТ Д71-1-82.
Собранную гидромашину обкатать и подвергнуть испытаниям.
В соответсвии с программной методикой кратковременных
Покрытие поверхностей гидромашины кроме мест п
рисоединения трубопроводов
головок болтов - эмаль желтая

Расчет.docx

Исходные данные к проекту
номинальная (фактическая) производительность насоса – QН=0003м3с;
номинальное (рабочее) давление - рН=63106 Па;
номинальное число оборотов n=1500 обмин;
объемный КПД насоса об=08;
механический КПД насоса м=075;
максимальное развиваемое давление рmах =7245106 Па.
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА
1 Определяем теоретическую (расчетную) подачу насоса:
где м3с – номинальная подача насоса;
– объемный КПД насоса.
2 Определяем рабочий объем насоса (геометрическую подачу за один оборот):
Где с-1 – номинальная частота вращения гидромашины.
3 Определяем теоретическую мощность насоса (пренебрегая давлением на входе в насос):
где рН=63106 Па –давление насоса;
м3с – подача насоса.
4 Определяем теоретический приводной крутящий момент и приводную мощность на валу насоса:
По полученным данным подбираем двигатель
Таблица 1.1 – Характеристика электродвигателя
Частота вращения мин-1
5 Определяем ориентировочно диаметр приводного вала насоса из условия прочности вала на кручение:
где =35 МПа – допускаемое напряжение на кручение.
Таким образом выходной диаметр вала принимаем 6636-69 принимаю значения .
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА
1 Число поршней z выбирается в зависимости от рабочего объема.
2 Определяем рабочий объем одного цилиндра:
3 Для выбранного соотношения определяем ориентировочный диаметр поршня:
Согласно стандартному ряду ГОСТ 12447-80 принимаем мм.
Уточняем рабочий ход поршня:
4 Для уменьшения изгибающих напряжений возникающих в поршне угол наклона γ ведущих (наклонных) дисков должен находится в пределах 60 120.
Принимаем предварительно угол .
Чтобы разместить цилиндра по длине окружности диаметром D0 необходимо выполнить условие:
мм – минимально допустимая толщина стенок между двумя соседними цилиндрами.
Где – центральный угол между поршнями.
Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 принимаем мм.
Находим полный (геометрический) ход поршня:
Рисунок 1 - Геометрические размеры блока цилиндров
Так как приводной зал насоса нагружен только передаваемым крутящим моментом то проверка выходного вала производится по допустимым напряжениях на кручение при максимальном давлении развиваемым насосом.
Проверяется выходной конец вала и эвольвентные шлицы ведения ротора:
где – передаваемый крутящий момент при максимальном давлении;
-момент сопротивления в самом опасном сечении вала насоса.
Для вала работающего при переменных нагрузках и изготовленного из стали 40Х допускаемые напряжения кручения составляют при HRС 46 50 и НRC 37 41 соответственно для знакопеременного (симметричного) вала нагрузки с запасом прочности равный 2: МПа МПа.
1 Проверкашлицевого соединения 32х15 ГОСТ 6033-80 по напряжению смятия производится по формуле:
где коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями
Максимальная мощность:
мм – модуль шлицевого соединения;
мм расчетная поверхность зуба определяемая как проекция поверхности зуба на его среднюю диаметральную поверхность;
мм – средний радиус зуба.
2 Шлицы вала через втулку ротора передают крутящий момент на ротор и наоборот. Предполагается что в работе шлицевого соединения участвуют 75% шлицев.
2.1 Напряжения в шлицевом соединении ротор-вал определяем с учетом концентрации напряжений.
2.2 Напряжения смятия в шлицах.
– наружный радиус шлицов;
– внутренний радиус шлицов.
2.3 Напряжение изгиба.
Где h – шаг зацепления;
r – радиус округления впадин.
2.4 Напряжение кручения:
2.5 Суммарные напряжения:
2.6 Суммарные напряжения с учетом коэффициента концентрации напряжений:
Опасным сечением поршня является его шейка (рис.2)
1 Определяем напряжение сжатия:
где Н – усилие действующее на поршень вдоль его оси при такте нагнетания;
мм – диаметр шейки поршня.
2.Определяем напряжение изгиба:
Где Нм – изгибающий момент;
γ=100 -угол наклона упорного диска.
Находим суммарное напряжение:
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ БЛОКА ЦИЛИНДРОВ И КАЧАЮЩЕГОСЯ УЗЛА
Блок цилиндров должен рассчитываться на прочность и жесткость. Обозначим (рис.3)
1 Из условия прочности находим:
где МПа – расчетное давление внутри цилиндра; []=200МПа -допускаемое напряжение для материала блока цилиндров.
Из условия жесткости находим:
где -допускаемая деформация для блока цилиндров (для стали =8мк); -коэффициент Пуассона (для стали = 03).
3.Определяем толщину стенки цилиндра:
Окончательное значение С принимаем таким чтобы внутренний диаметр расточки (рис.1) бил больше предварительно рассчитанного диаметра приводного вала с учетом наружного диаметра пружины
Определяем диаметр отверстия в прижимном диске под наружный диаметр шейки кольцевой опоры (рис.3)
где мм – диаметр шейки кольцевой опоры (назначаем конструктивно);
мм - минимальное перекрытие отверстия в прижимном диске кольцевой опоры;
Смещение центра кольцевойопоры относительно центра отверстия в прижимном диске.
5 Определяем наружный диаметр кольцевой опоры (подпятника):
6 Определяем диаметр окружности на котором расположены центры отверстия под кольцевые опоры в прижимном диске:
7 Определяем наружный диаметр прижимного (упорного) диска:
где =(05 - 15) мм - минимальное расстояние от края кольцевой опоры до края прижимного диска.
8 Наружный диаметр наклонной шайбы можно принять:
9 Диаметр отверстия в наклонной шайбе:
h1=(05-15)мм - минимальное расстояние от края кольцевой опоры пересекающей меньшую ось эллиптической траектории до края отверстия.
Проверяем соотношение
где S =(15 - 25) мм - расстояние между подпятниками поршней.
– центральныйуголмежду поршнями.
Наружный диаметр блока цилиндров (рис.1)
РАСЧЕТ ЦЕНТРАЛЬНОЙ ПРУЖИНЫ
Усилие пружины должно быть таким чтобы был обеспечен постоянный прижим кольцевых опер к плоскости наклонной шайбы. Определяется оно по выражений
где -суммарная максимальная сила инерции поршней и кольцевых опор (подпятников);
-суммарноеусилие прижимающее поршней соединенных с полостью всасывания к плоскости наклонной шайбы (сила для преодоления центробежных моментов подпятников относительно сферы плунжера);
-суммарное усилие необходимое для перемещенияпоршней соединенных с полостью всасывания;
-суммарное усилие необходимое для создания уплотнения между торцами кольцевой опоры и плоскостью наклонной шайбы;
суммарнаясилатрения поршней совершающих ход всасывания.
Расчет усилия пружины
1 Определяем суммарную максимальную силу инерции- поршней и кольцевых опор (подпятников):
Где =288 – коэффициент для Z=9 шт;
– частота вращения ротора;
mп=043 кг – масса плунжера;
mпод=013 кг – масса плунжера;
D0=115 мм – радиус расположения плунжеров;
γ=100 – угол наклона опорного диска.
2 Определение силы P1 усилие пружины необходимое для преодоления момента подпятника относительно сферы плунжера:
Где m0=013кг – масса подпятника;
dп=33мм – диаметр опорной поверхности подпятника;
е=52 мм – расстояние от центра тяжести подпятника до центра сферической головки плунжера.
3 Определение силы P2:
Pв=005 МПа – разряжение в поршневой камере.
– площадь сечения плунжера.
4 Определение силы P3
F1 – площадь кольцевых поверхностей подпятника за вычетом дренажных пазов.
в=01 Нсм2-удельное давление на поверхности скольжения необходимое для создания достаточного уплотнения препятствующего засасыванию воздуха через стык между ними.
5 Определение силы P4
Где =015-коэффициент трения.
Таккак в приведенном расчете пружины было принято что силы действуют вдоль оси вала и момент создаваемый парами этих сил стремящийся сжать пружину не учитывался то к вычисленному значению Рпр следует прибавить величину:
7 Полное усилие пружины
Усилие приходящиеся на один поршень:
Проверяемвыполнение условия (при расчете подпятников).
Начальное уплотнение по торцу подпятника в рассматриваемой конструкции создается винтами. При этом должно быть обеспечено удельное давление в стыке при ходе всасывания в = 01 МПа.
С другой стороны при ходе нагнетания удельное давление на торце подпятника не должны превышать допускаемого значения:
Силы действующие на стык "подпятник - опорный диск" показаны на рис. 9.
Определение удельных давлений на торце подпятника.
1 Усилие гидравлического прижима рассчитывается по формуле:
2 Усилие отжима Р0 возникающего на поверхности выточки d1 подпятника и в зазоре опорного поиска.
Усилие Р0 определяется из условия что в выточке подпятника действует рабочее давление Р что обычно и соблюдается так как утечка жидкости пренебрежимо мала. Можно принять что в торцовом зазоре между
кольцевой поверхностью подпятника ограниченной диаметрами d1 и d2 разность между которыми мала и поверхностью опорного диска давление
распределяется по линейному закону.
Тогда усилие конуса высотой Р и диаметрами d1 и d2 :
где F1 =614 см2 - площадь кольцевых поверхностей опоры;
3 Рi - сила инерции подпятника с плунжером:
удельное давление n на торцовой поверхности подпятника при ходе нагнетания плунжеров (без учета силы трения между поршнем и ротором) рассчитывается по:
После подстановки получим:
Условие выполняется.
РАСЧЕТ ТОРЦОВОГО РАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ
Торцовый распределитель аксиально-поршневых гидромашин выполняется как правило в виде плоского или сферического диска с двумя полукольцевыми окнами соединяющими блок с полостями нагнетания и всасывания. В течение одной половины оборота вала каждый цилиндр соединен со всасывающим окном в течение другой- с нагнетательным.
Ширина перемычки между окнами составляет:
В соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69:мм.
Для обеспечения безударного перехода жидкости из полости всасывания в полость нагнетания и наоборот в узле распределения выполняю дроссельные канавки длина которых определяется углом ширина –1 2 мм. Принимаем .
Для расчета размеров торцового распределителя необходимо решить систему уравнений:
где – коэффициент характеризующий соотношение отжимающей и прижимающей силы;
– размеры торцевого распределителя.
Для определения размера воспользуемся дополнительными условиями:
Принимаем предварительно
Подставив выражения в первое уравнение системы и преобразовав получаем биквадратное уравнение относительно .
Решая данное биквадратное уравнение определим
Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([2]стр.410) принимаем значения мм.
Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([2]стр.410) принимаем значения мм.
Выполняем проверку коэффициента :
Так как λ находится в пределах λ=09 098 размеры R выбраны верно.
Рисунок 4. Торцовый распределитель.
Расчет стыка ''распределительный диск - ротор
Для того чтобы обеспечить надежный прижим ротора к распределительному диску должен быть произведен соответствующий расчет исключающий возможность раскрытия стыка.
На рис.5 представлена эпюра распределения давления по торцу ротора (заштрихованная трапецеидальная площадка). При этом кольцевая площадка лежащая на торце ротора против окна "а" в распределительном диске нагружается полным давлением рабочей жидкости а площадки с размерамиинагружаются давлением распределенным по треугольнику.
В результате на торец ротора действуют силы P1 P2 Р3 величины которых определяются следующими уравнениями:
Рисунок 10 Эпюра распределения давления по торцу ротора
Сила РH прижимающая ротор к торцу распределительного диска определяется уравнением:
Для того чтобы предотвратить раскрытие стыка между ротором и распределительным диском должно быть обеспечено превышение ΔР сил прижимающих ротор над силами отжимающими ротор от распределительного диска. Это условие записывается так:
На основании опытных данных в общем случае должно быть соблюдено:
Кроме соблюдения условия выражаемого должно быть также обеспечено превышение момента ΔМ создаваемого силой РH относительно оси ротора над суммой моментов создаваемых силами P1 P2 P3 относительно той же оси. Это условие записывается следующим образом:
где ХH X1 X2 X3 - точки приложения сил.
Указанные силы рассматриваются как равнодействующие равномерно распределительной нагрузки действующей по полукольцам со средними радиусами соответственно X1 X2 X3 которые определяются по следующим уравнениям:
Точки приложения указанных сил определяются как центры тяжести полуколец со средними радиусами X1 X2 X3 :
Полученное значение находится в пределах допустимых значений согласно условию:
Удельное давление на плоскости контакта ротора и распределительного диска определяется по:
где f - суммарная площадь уплотняющих поясков и разгрузочных площадок.
[ ] = 14 МПа - допустимое удельное давление
ОПРЕДЕЛЕНИЕ УДЕЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ НА СФЕРЕ ПРИЖИМНОГО ДИСКА.
Расчет проведем для нейтрального положения диска. При расчете будем исходить из условия» что удельные давления на поверхности контакта изменяются по синусоидальному закону (рисунок 7).
Рисунок 7 Схема к расчету удельных давлений в сопряжении "шаровая втулка - прижимной диск.
Определим удельные давления на поверхности контакта шаровой втулки и прижимного диска.
Равнодействующая Q горизонтальных составляющих сил давления на поверхности контакта уравновешивает усилие центральной пружины:
Для определения горизонтальной равнодействующей сил давления Q вырежем в точке 1 (рисунок 6) элементарную площадку шарового пояса отстоящую от оси пояса на расстоянии р (со сторонами Rd и pd. Элементарная площадь равна:
где ρ-радиус сферической Поверхности;
- угол отсчитываемый в направлении перпендикулярном образующей шарового пояса (рисунок 6).
Радиус положения элементарной площадки;
Давление действующее на площадку dS:
Горизонтальная проекция этой элементарной силы:
Решив данный интеграл находим:
Приравнивая это положение усилию пружины Рпр определяем:
где h - толщина нажимного диска в пределах зоны контакта
После вычислений получим:
Определим удельное давление при
Определим максимальное давление при
Максимальная скорость движения прижимного диска по сфере:
мс – максимальная скорость плунжера. (65)
Находим произведениеи проверяем условие:
Двухопорный может быть представлен следующей расчетной схемой.
Рисунок 8. Схема для расчета вала
На схеме приняты следующие обозначения:
h=65мм – расстояние между подшипниками А (№ 308) и плоскостью действия силы Р;
d=149мм – расстояние от плоскости действия силы Р передаваемой от ротора на вал до подшипника В (№4074907).
Размеры взяты из компоновки гидромашины.
Сила действующая на вал:
где м2 площадь поршня.
Определяем реакции А В
Определение долговечности подшипников
Расчетный срок службы подшипника качения в часах определяется по формуле:
где С - каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника Н;
α - степенной показатель: α = 3 - для шарикоподшипников α = 33 - для роликоподшипников;
- эквивалентная нагрузка подшипника в Н для определения которой принимаем:Y= 0 и X = 1 в соответствии с V= 1 т.к. относительно вектора нагрузки вращается внутреннее кольцо;
Fa = 0 т.к. осевая нагрузка отсутствует;
kб = 1 - коэффициент безопасности для спокойной без толчков нагрузки; kТ = 1 для температуры до 100°С;
Fr - радиальная нагрузка определенная выше (А С).
Таким образом и для шарикоподшипника и для роликоподшипников гидромашины:
После подстановки значений n α и Fr получим выражение для определения срока службы:
Подставляя в формулу для шарикоподшипника А №308 табличное значение С = 492 Н и рассчитанное выше значение Рr = А =311 кН определим его срок службы:
Аналогично для подшипника В № 4074907:
РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО К.П.Д. НАСОСА
Объемный к.п.д. насоса учитывает утечки между поршнями и гильзами цилиндров.
1 Определим утечки через указанные зазоры (рис.9):
мм – величина зазора между поршнем и гильзой цилиндра;
-динамический коэффициент вязкости рабочей жидкости общее число поршней.
Определим объемный КПД гидромашины по формуле:
РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО К.П.Д.НАСОСА
Механический КПД учитывает потери на трение в подшипниках трение поршней о стенки цилиндров трение подпятников о наклонный диск.
Принимаем КПД одного подшипника п=0995тогда механический КПД двух подшипников:
Сида трения подшипников о наклонный диск (рис.2):
Н нормальное усилие прижимающее подпятник к наклонному диску
Н сила отжимающая подпятник
Суммарная сила трения подпятников находящихся под давлением:
Считаем что силы трения приложены к диску на радиусе R тогда момент трения:
Потеря мощности на трение подпятников об опорный диск
Силатрения одного поршня о стенки цилиндра:
где: мс – максимальная скорость поршня;
К коэффициент демпфирования равный
Момент указанных сил трения
Мощность необходимая для преодоления момента трения:
Находимсуммарную мощность необходимую для преодоления сил трения:
Определяем механический КПД насоса учитывающий трение в подпятниках и поршнях насоса:
Определяем полный механический КПД насоса:
КИHEMАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ НАСОСА
Перемещение скорость и ускорение поршней насоса определяются из соответствующих зависимостей:
где текущийуголповорота вала насоса;
– угловая частота радс:
r – радиусокружности ротора на котором расположены центры поршней насоса.
Задавая значения угла от 0° до 360° с интервалом в 10°. строим законы изменения перемещения скорости и ускорения для каждого поршня. Расчет сводим в таблицу.
Мгновенная подача одного поршня:
Для определения коэффициента неравномерности подачи необходимо произвести суммирование расходов жидкости нагнетаемой всеми поршнями:
где m – число поршней одновременно находящихся в зоне нагнетания;
- угол между поршнями;
K - коэффициент. последовательно принимаемый равным 0.12 m
Для насосов с нечетным числом поршней при изменении от 0° до величина m равна при изменении от до величина равна .
По уравнению строим график зависимости суммы расходов поршней от угла поворота вала насоса.
Минимальное значение подачи насоса
Максимальное значение подачи насоса
Определяем коэффициент неравномерности подачи:
=367лс –средняя величина расчетной подачи насоса.