Автор работы: Пользователь скрыл имя, 14 Декабря 2013 в 03:25, курсовая работа
В промышленности чаще всего используются следующие виды объемных гидромашин:
1) Радиально-поршневая гидромашина – гидромашина, у которой ось вращения ведущего звена перпендикулярна оси рабочих органов и составляет с ними угол больше 450. Радиально-поршневые насосы малых размеров, могут давать давление до 100 (МПа). Чаще всего радиально-поршневые машины изготавливаются в регулируемом варианте, в блоке цилиндров на приводном валу устанавливаются последовательно обычно до 6 блоков.
Введение…………………………………………………………….............
1. Описание конструкции и принципа действия гидромашины………...
2. Предварительный расчёт гидромашины……………………………….
2.1 Расчет блока цилиндров………………………………………………..
2.2 Расчет торцевого распределителя……………………………………….
2.3 Расчет диаметров рабочего пояска подпятника………………………..
3. Уточнённый расчёт проектируемой гидромашины…………………….
3.1.1 Определение реакций опор……………………………………………
3.1.2. Определение долговечности подшипников……………………...…..
3.2 Определение усилия пружин, обеспечивающего прижим подпятников к опорному диску…………………………………………….
3.2.1 Определение силы ∑Pimax ……………………………………………...
3.2.2 Определение силы ∑P1………………………………………………...
3.2.3 Определение силы ∑P2 ………………………………………………
3.2.4 Определение силы ∑P3 ……………………………………………….
3.2.5 Определение силы ∑P4………………………………………………..
3.3 Расчет вала ротора……………………………………………………….
3.3.1 Определение запаса прочности…………………………………..……
3.3.2 Определение прогиба вала под ротором……………………………...
3.3.3 Проверка шлиц вала на смятие………………………………….…….
3.4 Проверка плотности и нагруженности стыков…………………………
3.4.1 Расчет стыка “подпятник – опорный диск”…………………………..
3.4.2 Расчет стыка “распределительный диск – ротор”……………………
3.5 Определение удельных давлений в сопряжении ''плунжер-ротор''…..
3.6. Определение скорости потока…………………………………………..
3.6.1 Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора…………………...
3.6.2. Расчет скорости потока жидкости в окне распределительного диска…………………………………………………………………………..
3.6.3 Расчет диаметров ………………………………………………………
4. Методика проведения испытаний АПГМ………………………………..
4.1. Методы испытаний……..……………………………………………….
5. Эксплуатационные требования, предъявляемые к гидросистемах в состав которых входит АПГМ………………………………………………
5.1. Правила приемки……….……………………………………………….
6. Описание выбора конструкции корпуса и других вспомогательных элементов……………………………………………………………………..
Заключение…………………………………….…………………………..... Список литературы………………
где - максимальное давление, (Па);
N - мощность, (Вт).
Определим крутящий момент на валу гидромашины :
Минимально необходимый выходно
где =15…30 МПа – допускаемое напряжение на кручение [4],с. 278-279].
По ГОСТ 6636-69 принимаем = 25 мм
Исходя из приведённого аналога, проектируем вал.
Принимаем диаметр вала под подшипники равным мм
Для корпуса в качестве материала выбираем серый чугун, так как он дешевле, по сравнению с другими материалами, имеет хорошие литейные свойства.
Минимальная толщина стенки корпуса рассчитываем по формуле Ляме:
где d – внутренний диаметр корпуса, (мм);
[σ]=25 МПа – допускаемое максимальное напряжение для серого чугуна.
P=1Мпа
3.Уточнённый
расчёт проектируемой
3.1.1 Определение реакций опор
Рисунок 5 - Схема для расчета вала
Согласно [2, с.172]:
Определяем силу Р:
На схеме приняты следующие обозначения: 235 мм - расстояние между подшипниками 1 (№206) и 2 (№4074103);
145 мм - расстояние от подшипника 1 до
плоскости действия силы Р, передаваемой от ротора на вал
Размеры взяты из компоновки гидромашины.
Определяем реакции 1, 2 двухопорной балки:
3.1.2 Определение долговечности подшипников
В соответствии с [3, с.393] 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 = 3,3 - для роликоподшипников;
- эквивалентная нагрузка
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, В, С).
Таким образом, для роликоподшипников гидромашины:
Р = Fr .
После подстановки значений n ,α и Fr получим выражение для определения срока службы роликоподшипников
Подставляя в формулу для роликоподшипника №4074103 табличное
значение С = 35200 Н и рассчитанное выше значение Рr = F2 =2653 Н, определим его срок службы:
Подставляя в формулу для шарикоподшипника №206 табличное
значение С = 25320 Н и рассчитанное выше значение Рr = F1 =1647 Н, определим его срок службы:
3.2 Определение усилия пружин, обеспечивающего прижим подпятников к опорному диску
Усилие пружины определяется по формуле:
∑Pimax-максимальная суммарная сила инерции, действующая на плунжера, соединенные с подпятниками.
∑P1-усилие прижима пружины подпятников, предотвращающее поворот их под действием центробежной силы инерции.
∑P2-усилие необходимое для перемещения плунжеров при входе всасывания, создающееся вследствие разряжения под плунжерами.
∑P3-усилие создающее уплотнение между терцем подпятника и плоскостью опорного диска.
∑P4-усилие обусловленное трением плунжеров.
3.2.1Определение силы ∑Pimax
ζ=3.46- коэффициент для Z=5 шт.
-частота вращения ротора.
mп=0.305 кг-масса плунжера с подпятником.
r=28 мм-радиус расположения плунжеров.
α=160- угол наклона опорного диска.
3.2.2 Определение силы ∑P1
m0=52 г-масса подпятника.
dп=24 мм-диаметр опорной поверхности подпятника.
е=10,82 мм-расстояние от центра тяжести подпятника до центра сферической головки плунжера.
3.2.3 Определение силы ∑P2
Pв=0.05 МПа- разряжение в поршневой камере.
F- площадь сечения плунжера
3.2.4 Определение силы ∑P3
F1- площадь кольцевых поверхностей подпятника за вычетом дренажных пазов.
σв=0,1 МПа - удельное давление на поверхности скольжения, необходимое для создания достаточного уплотнения препятствующего засасыванию воздуха через стык между ними.
3.2.5 Определение силы ∑P4
μ=0.05-коэффициент трения
Таким образом минимальное усилие пружины равно:
К этой величине следует прибавит запас:
Тогда полное усилие пружин составит:
3.3 Расчет вала ротора
3.3.1 Определение запаса прочности
Вал ротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.
Крутящий момент, передаваемый валом:
где N – мощность, потребляемая насосом.
Изгибающий момент в опасном сечении:
Расчетное сечение вала представляет собой шлицевое соединение, для которого определяем моменты сопротивления:
Полярный:
Определяем напряжения в расчетном сечении от изгиба:
Определяем напряжения в расчетном сечении от кручения:
Механические свойства стали Сталь 45 ГОСТ 1050-88 из которой изготавливается вал, имеет следующие справочные данные:
предел прочности σв = 850 МПа;
предел текучести σт = 700 МПа;
предел выносливости при изгибе σ-1 = 560 МПа.
Тогда согласно [5, с.107] определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
По касательным напряжениям расчет производится по [4, с.219]:
где τТ - предел текучести вала по касательным напряжениям. Согласно энергетической теории прочности, наиболее верной для пластичных материалов:
Запас прочности по статической несущей способности для пластичного материала определяется [5, с.219]:
где nдоп. = 2,2 - допускаемая величина запаса прочности.
3.3.2 Определение прогиба вала под ротором
Определение прогиба вала ротора в сечение k :
Это выражение справедливо в предположении постоянной по длине жесткости вала. Условно будем считать, что вал имеет жесткость, равную жесткости прослабленного участка с наружным диаметром ДН.
Момент сечения определим по формуле:
Тогда прогиб вала:
3.3.3 Проверка шпонки на смятие
Допускаемые напряжения смятия на боковых поверхностях шлицевых зубьев для данных условий эксплуатации согласно [3, c. 383]:
Фактическое напряжение смятия согласно [3, c. 382]:
где - крутящий момент, передаваемый валом;
- коэффициент, учитывающий
l=4,2 см – длина зубьев;
h – высота поверхности контакта зубьев, измеренная по радиусу;
rСР - расстояние от оси вала до поверхности контакта.
Высота контакта зубьев определяется по [3, c. 383]:
где f=0,04 – коэффициент трения на поверхности шлицов.
Расстояние от оси вала до поверхности контакта находится по выражению:
Тогда фактическое напряжение смятия:
Прочность зубьев на смятие обеспечена.
3.4 Проверка плотности и нагруженности стыков
Расчеты производятся по [2, с.165-166].
Для того, чтобы максимально уменьшить утечки по подвижным стыкам насоса (трущиеся пары "подпятник - опорный диск" и "распределительный диск - ротор"), необходимо обеспечить уплотняющее усилие при минимальном давлении рабочей жидкости с тем условием, чтобы при максимальном удельные давления в стыке не превышали допускаемых.
3.4.1 Расчет стыка “подпятник – опорный диск”
Начальное уплотнение по торцу подпятника в рассматриваемой конструкции создается винтами. При этом должно быть обеспечено удельное давление в стыке при ходе всасывания σв = 0,1 МПа.
С другой стороны, при ходе нагнетания удельное давление на торце подпятника не должны превышать допускаемого значения [2, с.166].:
[σn]=2,5 – 3,0 МПа.
Силы, действующие на стык "подпятник - опорный диск", показаны на рисунке 7.
Рисунок 7 - Схема сил, действующие 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, рассчитывается по [2, ф.2.136]:
в) 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 :
г) удельное давление σn на торцовой поверхности подпятника при ходе нагнетания плунжеров (без учета силы трения между поршнем и ротором) рассчитывается по [2, ф. 2.139]:
где F1 =12,2 см2 - площадь кольцевых поверхностей опоры;
Рi - сила инерции подпятника с плунжером:
После подстановки получим:
Условие выполняется.
3.4.2 Расчет стыка “распределительный диск – ротор”
Расчет производятся по [2, с.184-190].
Для того, чтобы обеспечить надежный прижим ротора к распределительному диску, должен быть произведен соответствующий расчет, исключающий возможность раскрытия стыка.
На рисунке 8 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 размерами и нагружаются давлением, распределенным по треугольнику.
В результате на торец ротора действуют силы P1, P2, Р3 величины которых определяются следующими уравнениями:
Рисунок 8 - Эпюра распределения давление по торцу ротора
Сила Рн, прижимающая ротор к торцу распределительного диска, определяется уравнением
где Р – давление рабочей жидкости;
F – площадь плунжера;
Z – число плунжеров.
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 [2, ф. 2.224]:
где Рпр – усилие пружин, прижимающих ротор к распределительному диску: