Насос аксиально-поршневой бескарданного типа нерегулируемый

Министерство  образования и науки Российской Федерации

 

Федеральное образовательное  учреждение высшего

профессионального образования

Пермский Национальный Исследовательский Политехнический  Университет

Кафедра гидравлики и гидравлических машин

 

 

 

 

Курсовой  проект по дисциплине

«Объёмные гидромашины»

 

На тему:

 Насос аксиально-поршневой  с наклонным блоком

бескарданного типа нерегулируемый.

 

 

 

 

 

Проект выполнил студ.гр. ГПА-09  Мельков Г.К.

Руководитель  проекта ст.преп. Горбунов А.В.

 

 

Пермь 2012

 

Содержание

 

      Введение______________________________________________________3

1. Кинематика гидромашин. Определение производительности и момента на валу______________________________________________________5
2. Силовой расчет насоса_________________________________________7
3. Кинематический расчет насоса_________________________________11
4. Заключение_________________________________________________12
5. Список используемой литературы______________________________13

 

Введение

 

Важнейшими  элементами гидравлических приводов, гидравлических и топливных систем автоматического регулирования  в различных отраслях техники  являются гидравлические машины и, прежде всего, объёмные гидравлические машины – насосы и гидромоторы.

Развитие  объёмных гидромашины происходит одновременно по нескольким направлениям: форсированием частоты вращения, рабочего давления существующих гидромашин, совершенствованием их конструкции и созданием новых видов гидромашин, приспособленных для определенных условий работы.

Аксиально-поршневой называется объёмная гидромашина, оси поршней которой параллельны оси блока цилиндров или составляют с ней угол не менее 45 градусов.

Аксиально-поршневые  гидромашины могут быть выполнены  по двум различным схемам(расположение блока цилиндров): с качающейся шайбой и с наклонным блоком.

Также аксиально-поршневые гидромашины  делятся по способу передачи момента  от вала к блоку цилиндров: с карданом бескарданного типа.

Аксиально-поршневые гидромашины могут быть регулируемыми т нерегулируемыми.

 Аксиально-поршневые гидромашины бескарданного типа - это сравнительно новая разновидность гидромашин, выполненных по схеме с качающей шайбой. Гидромашины такого типа были разработаны в середине прошлого столетия в Германии и получили название схемы Тома. Отсутствие кардана обеспечивает достаточную простоту и высокую надёжность конструкции гидромашин. В настоящее время они являются основным элементом гидроприводов строительных, дорожных и мобильных машин.

Особенность такой гидромашины состоит в  том, что в ней применены поршни с удлинённой юбкой, которые вместе с шатунами выполняют функцию  кардана и передают вращательно  движение от вала к блоку цилиндров.

В данном курсовом проекте проектируется  Насос аксиально-поршневой с наклонным  блоком бескарданного типа нерегулируемый. На рисунке 1 представлена конструктивная схема данного насоса..

Рис. 1. Конструктивная схема  насоса аксиально-поршневого с наклонным  блоком бескарданного типа нерегулируемый.

 

Исходные данные курсового проекта:

Производительность, q_i л/мин 40

Скорость  вращения ,n об/мин 1450

Давление  на выходе, P2 кгс/см² 320

Давление  на входе, P1 кгс/см² 1

Давление  в роторной полости,Pr кгс/см² 1

Ориентировочный объёмный КПД, % 95

 

 

1. Расчет поршневой группы.

 

1. По заданной эффективной производительности определим теоретическую производительность.

    ;

2. Исходя из заданной скорости вращения определим определим рабочий объём. 
    ;
3. Далее определим диаметр поршня d. 
    ; 
   где z-число поршней; - конструктивный параметр(обычно принимают равным 1..2) где h-ход поршня. Принимаем i=1,5. 
   Примем 4 варианта z: z=7, z=8, z=9, z=10 и расчитаем диаметр для каждого из них. 
    ; 
    ; 
    ; 
    ;
4. Расчитаем ход поршня исходя и конструктивного параметра i 
    ; 
    ; 
    ; 
    ;
5. Определим диаметр заделки головок шатунов в шайбе. 
    ; 
   где -диаметр втулки в шайбе,в которую заделываются головки шатунов; -толщина стенок между втулками. берём с прототипа 
    ; 
    ; 
   Расчитаем для 4-х варинтов z 
    ;; 
    ; 
    ; 
    ;
6. Определим угол наклона блока цилиндров для 4-х вариантов z 
    ; 
    ; 
    ; 
    ; 
   Для дальнейших расчетов выберем угол наклона блока и количество поршней. 
   В целях уменьшения габаритов выбираем наименьший угол наклона с нечётным количество поршней, т.к. это необходимо в целях уменьшения пульсаций и плавной работы насоса. 
   Принимаем: : 
    ; 
    ; 
    ; 
    ; 
    ;
7. Диаметр окружности центров размещения поршней в цилиндровом блоке рационально принимать с учетом дезоксиала 
    ;
8. Наружный диаметр блока принимаем из соотношения 
    т;
9. Определим глубину расточки(цилиндра) в блоке под поршень 
    ;
10. Определим длину блока с учетом того, что толщину дна рекомендуют принять 0.3d 
     ;

 

2.Кинематический расчет

Рассмотрим шайбу  насоса рис 2

Рисунок 2

 

Из  анализа этой схемы получаем формулы  для расчета хода, скорости и ускорения  каждого поршня. Анализ этой схемы  изложен в (2).

2.1 Определение  хода поршня

 

 где  -угол поворота приводного вала; .

Рассчитаем  значения хода для каждого поршня

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2 Определение  скорости поршня:

;

Где -частота вращения вала:

;

Рассчитаем  значения скорости для каждого поршня:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

2.3 Определение  ускорения поршня

  ;

Рассчитаем  значение ускорения для каждого  поршня

;

;

;

;

;

;

;

;

;

2.4 По полученным значениям строим графики зависимости от рис 3, 4 и 5

Рис. 3 График зависимости скорости поршня от угла поворота приводного вала..

Рис. 4 График зависимости хода поршня от угла поворота приводного вала..

Рис. 5 График зависимости ускорения поршня от угла поворота приводного вала.

2.5 Определение  угла конусности юбки поршня

Необходимо  соблюсти равенство угла конусности юбки при ее изготовление и угол между шатуном и поршнем для обеспечения передачи крутящего момента от вала блоку, а также от предотвращения заклинивания механизма.

Данный  угол мы находим при построении (рис. 6) .

 

Рис 6. Схема расположения осей шатунов  и поршней. Вид сверху блока цилиндров.

3 Силы, действующие на поршневую группу.

Рис. 7

 

 

 

 

 

Рис. 8

Если  в зоне нагнетания насоса развивается  давление , то на поршень, находящийся в зоне нагнетания, действует сила

;

которая передается через шатун поршня и сферические головки шатуна на шайбу. В точке контакта головки шатуна и шайбы эта сила раскладывается на две составляющие. Одна из них направлена по нормали к поверхности шайбы и является реакцией шайбы, другая расположена в плоскости шайбы, нормальной к оси вращения вала . Такое расположение сил осуществляется для поршней зоны нагнетания и зоны всасывания. Ввиду малости сил трения и инерции по сравнения с силой давления в зоне нагнетания ими можно пренебречь.

 

3.1 Определим для каждого поршня:

;

;

;

;

 

;

;

;

;

;

3.2 Определим для каждого поршня:

;

;

;

;

;

;

;

;

 

3.2.1 При привидении сил к оси вала получим суммарную силу и суммарный изгибающий момент на валу :

 

 

3.2.2 Изгибающий момент от каждого поршня:

 

 

;

 

 

 

 

 

 

Суммарный момент будет равен

 

3.3 Определим для каждого поршня

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3.1 При привидении сил к оси получим суммарную силу и суммарный крутящий момент на валу .

 

3.3.2 Момент, развиваемый одним поршнем равен

;

Из  ри 7 следует, что

;

Тогда

;

Определим момент развиваемый каждым поршнем

 

;

;

;

;

;

 

 

 

Суммарный крутящий момент на валу будет равен

 

4 Расчет  приводного вала на прочность.

4.1 Составим схему нагружения вала (рис. 8) и найдем реакции опор

 В  данном случае применяем схему  с одной фиксирующей опорой. Таким  образом вся осевая нагрузка будет восприниматься второй опорой.

 

4.2 Запишем уравнения равновесия:

;

;

Отсюда  можно лишь выразить реакцию второй опоры на осевую силу:

;

Для нахождения реакций по оси y составим уравнения моментов относительно крайних точек.

4.2.1 Уравнения моментов относительно крайних точек:

;

 

Выразим реакции из уравнений моментов:

 

;

4.2.2 Для проверки подставим полученные значения в уравнение равновесия сил по оси у:

;

Реакции найдены правильно.

4.2.3Построим эпюры изгибающих моментов.

В точке  B момент будет равен:

;

Принимаем это сечение как опасное.

Выбираем  материал вала Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.

Механические характеристики стали:

;

;

5.Проверочный расчет вала на прочность.

5.1 Проверка на изгиб.

Напряжения возникающие в опасном сечении вала:

;

Где М-момент в данном сечении;W-момент сопротивления в данном сечении:

 

 

;

Условие прочности соблюдается.

 

5.2 Проверка на кручение.

Касательное напряжение в данном сечении будет  равно:

;

 

Где M-крутящий момент;-момент сопротивления.:

 

 

 

;

Условие прочности соблюдается.

Вал проверен.

6 Подбор  и проверка подшипников.

6.1 В первую опору выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 312

ГОСТ 8338-75*

Статическая грузоподъёмность ;

Динамическая  грузоподъёмность ;

d=60мм

D=130мм

 Во  вторую опору выберем роликовый  радиально-упорный подшипник 7612А

ГОСТ 27365-87

Статическая грузоподъемность;

Динамическая  грузоподъёмность;

d=60мм

D=130мм

6.2 Проверим подшипники на грузоподъемность

Время, которое они должны проработать

;

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъёмности

;

;

Где -эквивалентная динамическая нагрузка;m-показатель степени;m=3 для шариковых подшипников; m=3.33 для для роликовых подшипников

6.2.1 Определение  эквивалентной динамической нагрузки  шарикового радиального подшипника. Так как он не воспринимает осевые нагрузки, то эквивалентная динамическая нагрузка равна реакции, в точке опоры подшипинки

;

Тогда для него

;

;

Условие выполняется. Подшипник пригоден

6.2.2 Определение  эквивалентной динамической нагрузки  роликового радиально-упорного подшипника.

;

;

Находим динамическую грузоподъемность

;

 

Условие выполняется подшипник пригоден.

7 Подбор  фланца

 

Для присоединения  к насосу приводного двигателя необходим  фланец, для выбора стандартного фланца необходимо рассчитать статический  изгибающий момент от массы насоса и крутящим момент.

Примем  насос за цельную металлическую  болванку с параметрами: