Насос типа МН

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Гомельский государственный технический

Университет имени П.О.Сухого

Кафедра:”Гидропневмоавтоматика”

Курсовая работа

На тему: “Насос типа МН”

Выполнил студент группы

ЗГА-51

Герасименко Д.М.

Проверил преподаватель

Стасенко Д.Л.

2013

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Описание конструкции и принципа действия гидромашины

1. Предварительный расчёт гидромашины

2. Уточнённый расчёт проектируемой гидромашины

2.1.Расчетдолговечности подшипников качения. Определение реакций опор

2.2. Определение долговечности подшипников

2.3. Расчет вала ротора

2.3.1Определение запаса прочности

2.3.2 Определение прогиба вала под ротором

2.3.3 Проверка шпонки на смятие

2.4 Проверка плотности и нагруженности стыков

2.4.1 Расчет стыка "распределительный диск - ротор"

2.5 Определение скорости потока

2.5.1. Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора

2.5.2. Расчет скорости потока жидкости в окне распределительного диска

Заключение

Литература

Введение

Гидравлической машиной (гидромашиной) называется машина, предназначенная для преобразования механической энергии в энергию движущейся жидкости или наоборот. В зависимости от вида преобразования энергий гидромашины делятся на насосы и гидродвигатели.

Насос - это гидромашина для создания потока рабочей жидкости путем преобразования механической энергии в энергию движущейся жидкости. Гидродвигатели служат для преобразования энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходного звена гидромашины.

По принципу действия гидромашины делятся на два класса: динамические и объемные. Преобразование энергии в динамических гидромашинах происходит при изменении количества движения жидкости. В объемных гидромашинах энергия преобразуется в результате периодического изменения объема рабочих камер, герметично отделенных друг от друга.

В объемных насосах жидкость перемещается за счет периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса. Объемные гидромашины в принципе могут быть обратимы, т. е. работать как в качестве насоса, так и в качестве гидродвигателя. Однако обратимость конкретных гидромашин связана с особенностями их конструкции.

В современной технике применяется много разновидностей гидромашин. Наибольшее распространение получили объемные и лопастные насосы и гидродвигатели.

В настоящее время широкое распространение в машиностроении получили аксиально-поршневые гидромашины типа МН с наклонным блоком. Эти гидромашины предусмотрены для работы при температуре окружающей среды от - 50 до + 50 °С, и могут работать на минеральных маслах, имеющих температуру от - 40 до + 70 °С.

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 45°. Важным параметром для многих случаев применения является приёмистость (быстродействие) насоса при регулировании подачи. Изменение подачи от нулевой до максимальной осуществляется в некоторых типах аксиально-поршневых гидромашин за 0,04 с и от максимальной до нулевой - за 0,02 с.

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

Насос-моторы типа МН предназначены для работы в режимах нерегулируемого насоса или гидромотора в гидросистемах различных машин и агрегатов. Они обладают наилучшими по сравнению с другими типами гидромашин габаритами и весовыми характеристиками, отличаются компактностью, высоким к.п.д., пригодны для работы при высоких давлениях, обладают сравнительно малой инерционностью, а также просты по конструкции.

Особенностью рассматриваемых гидромашин является относительно малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существенное значение при использовании их в качестве гидромоторов.

Частота вращения насосов тина МН общемашиностроительного применения средней мощности находится в пределах 1000-2000 об/мин. Насос-моторы этого типа имеют высокий объёмный к.п.д., который достигает при оптимальных режимах работы значений 0,97-0,98. Подача таких насосов находится в пределах 220 - 250 л/мин., при давлении на выходе до 200 атм.( 20 МПа). Частота и направление вращения выходного вала у таких насос - моторов регулируются изменением объёма и направления потока масла. При работе насос-мотора в режиме насоса поршни, ведомые приводным валом, совершают в блоке цилиндров возвратно - поступательное движение, при этом осуществляется всасывание и нагнетание масла.

1. Описание конструкции

ротор гидромашина подшипник качение

Аксиально-поршневые гидромашины в зависимости от расположения ротора разделяют на гидромашины с наклонным диском, у которых оси ведущего звена и вращения ротора совпадают, и гидромашины с наклонным блоком, у которых оси ведущего звена и вращения ротора расположены под углом.

Гидромашины с наклонным диском имеют наиболее простые схемы. В гидромашине с наклонным блоком поршни расположены в блоке цилиндров и шарнирно соединены шатунами с фланцем вала. К гидромашинам этого типа относятся насос-моторы серии МН.

Насос-мотор типа МН 250/160 (рис.1) изготавливается как с клапанной коробкой, так и без неё.

Клапанная коробка 7 устанавливается на заднюю крышку насос-мотора, работающего в режиме гидромотора, и предназначается для защиты гидравлической цепи, в которую включён насос-мотор, от перегрузок.

Для отвода и подвода рабочей жидкости к рабочим камерам в торцовом распределительном диске 6 выполнены два дугообразных окна. Карданный механизм осуществляет кинематическую связь вала 1 с блоком 5 цилиндров и преодолевает момент трения и инерции блока цилиндров.

Рисунок 1-Насос - мотор типа МН

Во время работы гидромашины в режиме насоса при вращении вала поршни совершают сложное движение - вращаются вместе с блоком цилиндров и движутся возвратно-поступательно в цилиндрах блока, при этом

происходят процессы всасывания и нагнетания. При вращении блока цилиндров, рабочие камеры, находящиеся, например, слева от вертикальной оси распределительного диска, соединяются со всасывающим окном. Поршни перемещаются в этих камерах в направлении от распределительного диска. При этом объёмы рабочих камер увеличиваются, рабочая жидкость под действием перепада давлений в рабочих камерах заполняет их, так происходит процесс всасывания. Рабочие камеры, находящиеся справа от вертикальной оси распределительного диска, соединяются с нагнетательным окном. Поршни в этих камерах перемещаются в направлении распределительного диска и вытесняют жидкость из рабочих камер на выход насоса.

При работе насос-мотора в режиме гидромотора масло, нагнетается насосом, по магистральному трубопроводу поступает в насос-мотор через заднюю крышку 11 и кольцевой паз распределительного диска 6, а затем попадает в цилиндры блока 5 под поршни 13, находящиеся на нагнетательной стороне распределителя. Сила давления на каждый поршень через шатун 15 передаётся фланцу вала 1 насос-мотора. Составляющая окружная сила создаёт крутящий момент на валу.

Утечки масла из внутренней полости насос-мотора отводятся через дренажные отверстия, заглушенные пробками 4 и 14.Частота и направление вращения выходного вала регулируются изменением объёма и направления потока масла. При работе насос-мотора в режиме насоса поршни, ведомые приводным валом, совершают в блоке цилиндров возвратно - поступательное движение, при этом осуществляется всасывание и нагнетание масла. Рабочее положение насос-мотора любое. При этом необходимо обеспечить заполнение корпуса маслом.

При установке насос-мотора в систему гидропривода пробку 4 и 14 необходимо вывернуть, после этого соединить отверстие М24х1,5с трубопроводом слива утечек.

Опора вала на подшипниках 18 (№ 3613 ГОСТ 5721-75), 17 (№ 9039414 ГОСТ 9942-80) и 16 (№ 3613 ГОСТ 5721-75).Номинальная тонкость фильтрации масла в гидросистеме - 25 мкм. Класс чистоты масла не грубее 12-го ГОСТ 17216-71.Насос-моторы предусмотрены для работы при температуре окружающей среды от - 50 до + 50 °С, масла - от - 40 до + 70 °С.Допускается работа при температуре + 80 °С в течение 2 ч с интервалом не менее 2 ч.

Для нормальной работы насос-мотора в качестве рабочей жидкости следует применять минеральные масла с номинальной кинематической вязкостью9…35 сСт, замеренной при температуре от +45 до + 50 °С .

Рекомендуемые марки масел в зависимости от температуры окружающей среды: трансформаторное ГОСТ 10121-76, ИГП-18, ИГП-30 ТУ 38101413-78, ВНИИ НП - 403 ГОСТ 16728-78, ВМГЗ ТУ 38-101-479 - 74 (для работы при отрицательной температуре).

Предварительный расчёт

Рабочий объём аксиально-поршневой гидромашины с наклонным блоком определяется по выражению[8,с.78]:

где - угол наклона блока цилиндров, (град).

Конструктивно принимаем градусов.

Число поршней z выбирают по рекомендации [9, с.117] в зависимости от рабочего объёма. При рабочем объёме гидромашины 112 смі , z=7.

Рассчитаем диаметр поршней цилиндров для аксиально-поршневой гидромашины с наклонным блоком:

мм

По ГОСТ 12447-80 принимаем =28 мм

Рассчитаем диаметр окружности расположения осей цилиндров:

мм

Принимаем D=80мм ([15],с.364)

Рассчитаем наружный диаметр блока цилиндров:

мм

Принимаем =125 мм ([15],с.364)

Толщина стенки между цилиндрами в блоке:

мм

Принимаем b=6 мм ([15],с.364)

Толщина стенки между цилиндром и наружной поверхностью:

мм

Принимаем с=9 мм ([15],с.364)

Рассчитаем длину блока цилиндров:

мм

Принимаем 110 мм ([4],с.364)

Рассчитаем расход рабочей жидкости через гидромашину:

мі/с

где n - номинальная частота вращения вала гидромашины, (об/мин)

Площадь питающего окна:

где - допустимая скорость жидкости, (м/с).Принимаем =6 м/с

мІ

Рассчитываем диаметр круглых питающих окон:

м

Принимаем =8 мм ([4],с.364)

Рис.3 Эскиз блока цилиндров

Ширина перемычки между окнами в торцовом распределителе:

мм

Принимаем s=10 мм ([4],с.364)

Для обеспечения безударного перехода жидкости из полости всасывания в полость нагнетания и наоборот, в узле распределения выполняем дроссельные канавки, длина которых определяется углом ц=9°, ширина - 2 мм.

Для расчета размеров торцового распределителя решаем систему уравнений:

где л=0,94 -коэффициент, показывающий соотношение отжимающей и прижимающей сил;

- размеры торцового распределителя.

Для определения размера воспользуемся дополнительными условиями:

мм

мм

Подставив эти выражения в систему, получим:

Решением этого биквадратного уравнения получили мм,

Принимаем 53 мм, 45 мм и36 мм ([4],с.364)

мм

Принимаем 30 мм ([4],С.364)

Выполним проверку коэффициента л :

Так как л находится в пределах л=0,9…0,98, размеры R выбраны верно.

Рис. 4.Схема торцового распределителя

Рассчитаем мощность на валу гидромашины:

Вт

где - максимальное давление, (Па);

N - мощность, (Вт).

Определим крутящий момент на валу гидромашины:

Н?м

Минимально необходимый выходной диаметр вала находим из условия прочности вала на кручение :

мм

где =20…25 МПа - допускаемое напряжение на кручение [3],с. 278-279].

По ГОСТ 6636-69 принимаем = 36 мм

Исходя из приведённого аналога, проектируем вал.

Рассчитаем диаметр вала под подшипники:

мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем =40 мм

Диаметр вала для упора подшипников ([5],c.24)

мм

где r=2,5 мм -координатная фаска подшипника ([6],с152);

По ГОСТ 6636-69 принимаем = 45 мм. Па этом же диаметре располагаем два радиально упорных подшипника.

По рекомендациям [6] подбираем подшипники шариковые радиально-упорные 46309 ГОСТ 831-75 и роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники 3608 ГОСТ 5721-75, на выходной конец вала выбираем шпонку 10х8х60 ГОСТ 23360-78.

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 =130- внутренний диаметр корпуса, (мм);

[у]=25 МПа - допускаемое максимальное напряжение для серого чугуна.

мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем t=5 мм

Минимальная толщина плоских корпусных крышек :

мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем =10,5 мм

2 Уточнённый расчёт проектируемой гидромашины

2.1 Расчет долговечности подшипников качения

Определение реакций опор

Трехопорный вал может быть представлен следующей расчетной схемой.

Рис. 5 Схема для расчета вала

На схеме приняты следующие обозначения: h =135 мм - расстояние между подшипником С (№3608) и В концом вала;

b = 60 мм - расстояние от подшипника С до подшипника В (№46309);

Н = 30 мм - расстояние между подшипником В и подшипником А (№46309);

d = 35 мм - расстояние от плоскости действия силы Р, передаваемой от шатуна на вал, до опоры А. Размеры взяты из компоновки гидромашины.

Согласно [2, с.172]:

где - площадь поршня.

Определяем реакции А, В, С расчленив трехопорный вал (балку) на две двухопорные балки РАВ и ВСД.

;;

; ;

; ;

2.2 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;

б - степенной показатель: б = 3 - для шарикоподшипников, б = 3,3 - для роликоподшипников;

- эквивалентная нагрузка подшипника в Н, для определения которой принимаем:Y= 0 и X = 1, в соответствии с [3, с.395 - 397];

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, и для шарикоподшипника и для роликоподшипников гидромашины:

Р = Fr .

После подстановки значений n ,б и Fr получим выражение для определения срока службы:

шарикоподшипника ;

роликоподшипников

Подставляя в формулу для шарикоподшипника №46309 табличное значение С = 96000 Н и рассчитанное выше значение Рr = А =13163,5 Н, определим его срок службы:

.

Аналогично для шарикоподшипника №46309:

.

для сферического подшипника № 3608 :

.

2.3 Расчет вала ротора

2.3.1 Определение запаса прочности

Вал ротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.

Рис.6. Расчет вала ротора

Крутящий момент, передаваемый валом:

где N - мощность, потребляемая насосом.

Изгибающий момент в опасном сечении:

Расчетное сечение вала представляет собой сечение с наружным диаметром Дн=6 см для которого определяем моменты сопротивления.

Осевой:

Полярный:

Определяем напряжения в расчетном сечении от изгиба:

Определяем напряжения в расчетном сечении от кручения:

Механические свойства стали 40X (закалка с нагревом ТВЧ) из которой изготавливается вал, имеет следующие справочные данные:

предел прочности ув = 850 МПа;

предел текучести ут = 700 МПа;

предел выносливости при изгибе у-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 фТ - 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.

2.3.2 Определение прогиба вала ротора

Определение прогиба вала ротора в сечение k (см. рис.3):

.

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:

.

2.3.3 Проверка шпонки на смятие и срез

Допускаемые напряжения смятия на боковых поверхностях шпонки для данных условий эксплуатации, согласно [3, с.383] : .

Фактическое напряжение смятия, согласно [3, с.382]:

,

где Мк - крутящий момент, передаваемый валом;

d - диаметр вала

lр - рабочая длинна шпонки;

h - высота шпонки;

t 1- глубина паза на валу.

Тогда фактическое напряжение смятия:

.

Прочность зубьев на смятие обеспечена, т.к. полученное значение находится в пределах допустимого.

Условие прочности на срез шпонки:

Прочность зубьев на смятие обеспечена, т.к. полученное значение находится в пределах допустимого.

2.4 Проверка плотности и загруженности стыков

Расчеты производятся по [2, с.165-166].

Для того, чтобы максимально уменьшить утечки по подвижным стыкам

насоса (трущиеся пары "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.

2.4.1 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 рис.6 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:

.

.

.

Рис.7 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 ДР сил, прижимающих ротор, над силами, отжимающими ротор от распределительного диска. Это условие записывается так [2, ф. 2.224]:

.

На основании опытных данных в общем случае должно быть соблюдено [2, ф. 2.226]:

, тогда.

Кроме соблюдения условия, выражаемого [2, ф. 2.226], должно быть также обеспечено превышение момента ДМ, 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:

[2, ф. 2.215];

[2, ф. 2.216];

[2, ф. 2.217];

Точки приложения указанных сил определяются как центры тяжести полуколец со средними радиусами X1?, X2?, X3? :

[2, ф. 2.218];

[2, ф. 2.219];

[2, ф. 2.220];

.

Таким образом:

Полученное значение находится в пределах допустимых значений согласно условию [2, ф. 2.226]:

.

Удельное давление на плоскости контакта ротора и распределительного диска определяется по [2, ф. 2.227]:

,

где ?f - суммарная площадь уплотняющих поясков и разгрузочных площадок.

[ у ] = 1,4 МПа - допустимое удельное давление [2, с189].

.

2.5 Определение скорости потока

Расчет производится по [2, с.184-185].

Скорость потока рабочей жидкости в узких сечениях не должны превышать допустимых значений, установленных экспериментальным путем.

Рис.8 Схема к определению скорости потока

2.5.1 Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора

Скорость рабочей жидкости в распределительных окнах ротора определяется согласно [2, ф.2.208]:

,

где - наибольшая скорость плунжера в роторе, определяемая по [2, ф.2.142]: ;

fp - площадь окна ротора, определяемая по [2, ф.2.208] :

Тогда, подставив числовые значения:

.

Согласно опытным данным должно соблюдаться:

- условие выполняется;

- условие выполняется.

2.5.2 Расчет скорости потока жидкости в окне распределительного диска

Скорость потока жидкости в окне распределительного диска определяется по формуле:

,

где f0 - площадь окна распределительного диска:

,

где Xa = 154° - угол, на котором расположено окно распределительного диска.

Тогда, подставив числовые данные:

.

.

Согласно опытным данным должно соблюдаться:

- условие выполняется.

Заключение

В курсовом проекте была спроектирована аксиально-поршневая гидромашина со следующими техническими характеристиками: объёмная постоянная V0=10 , максимальное рабочее давление Рмах=12 МПа, номинальная частота вращения вала n=3000 об/мин., объёмный КПД , гидромеханический КПД , аналог разрабатываемой гидромашины - УНА-4.

В курсовом проекте был произведен предварительный и уточнённый расчёт гидромашины, рассчитана мощность гидромашины N=18,75 кВт и определён крутящий момент на её валу, который составил 59,69 Н·м. Также в курсовом проекте была проверена шпонка на срез и смятие на выходном конце вала и произведена проверка плотности и загруженности стыков. Определена скорость потока жидкости в окне распределительного диска и в окнах ротора, которые составили , соответственно, 1,88 м/с и 4,6 м/c.

Литература

Андрианов Д.Н. Проектирование аксиально-поршневой гидромашины: Практическое руководство по выполнению курсового проекта по курсу ''Объемные гидравлические и пневматические машины'' для студентов специальности Т.05.11.00. -Гомель: Учреждение образования ''Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого'', 2002. - 21 с.

Башта Т.М., Зайченко И.З., Ермаков В.В., Хаймович Е.М. Объемные гидравлические приводы, -М.: Машиностроение, 1969. - 512 с.

Справочник металлиста. Том I. Под редакцией С.А. Чернавокого и В.Ф. Рещикова -М.: Металлургия, 1976г. - 357 с.

Справочник расчетно-теоретический. Книга 1. Под редакцией А.А. Уманского, -М.: Машиностроение, 1962. - 476 с.

Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Шнейдерович P.M. Расчет на прочность деталей машин. Справочное пособие. Под редакцией И.А. Биргера, -М.: Высшая школа, 1966. -342 с.

Цветные металлы и сплавы. Том 1. Под редакцией И.В. Кудрявцева, -М., Металлургия, 1967. -494 с.

Куклин М.Г., Куклина Г.С. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1973.-382с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х

т. - 5-еизд., перераб. и доп., - М.: Машиностроение,1980. -Т.1 - 728с.

Размещено на Allbest.ru

...