Проектирование объемной гидромашины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Омский государственный технический университет»

Кафедра «Гидромеханика и транспортные машины»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

на тему: «ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОБЪЁМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ»

Автор

Жижко Д.В.

Руководитель работы

Щерба В.Е.

Омск- 2015



Введение

Насос - это машина для создания потока жидкой среды. Объемный насос - гидравлическая машина преобразующая приложенную энергию к входному его звену (валу) внешнюю механическую энергию в гидравлическую энергию потока жидкости. По принципу действия различают две основные разновидности насосов: 1) объемные,2) динамические. В динамическом насосе жидкая среда перемещается под силовым воздействием на неё в камере, постоянно сообщающейся со входом и выходом насоса. Количество жидкости, перекачиваемое в единицу времени, называется подачей насоса. Объемные насосы характеризуются постоянством теоретической подачи Qт (м3/с). Объем жидкости, подаваемый таким насосом за один цикл, определяется (если не учитывать ее сжимаемость и утечки) только геометрическими параметрами насоса, например, площадью поршня и его ходом, и не зависит от давления жидкости в линии нагнетания. Поэтому теоретическую подачу называют также геометрической. Действительная подача Q объемного насоса несколько ниже теоретической, однако, в большинстве случаев не более чем на 10 ... 15 %, т.е. объемный насос обладает жесткой характеристикой. В поршневых насосах рабочая камера-полость цилиндра неподвижна, а поршень (плунжер) совершает возвратно-поступательное движение. Роторные насосы делятся на роторно-поступательные и роторно-вращательные. В цилиндрической рабочей камере роторно-поступательного насоса расположен поршень, совершающий при вращении вала насоса два движения - переносное (вращение вместе с камерой) и относительное (возвратно-поступательное движение внутри камеры). В роторно-вращательных насосах рабочая камера ограничена поверхностями статора и ротора. Периодическое изменение объема камеры при вращении вала насоса обусловлено геометрией поверхностей статора и ротора.

По способу распределения жидкости, или, что то же, по способу соединения рабочей камеры с линиями всасывания и нагнетания, различают клапанные и бесклапанные насосы. В последних распределение жидкости реализуется благодаря тому, что при вращении ротора рабочая камера перемещается из зоны всасывания в зону нагнетания.

Роторные насосы обратимы - они могут работать как в режиме гидронасоса, так и в режиме гидродвигателя вращательного движения (гидромотора), преобразующего энергию жидкости в механическую работу, совершаемую вращающимся валом.



1. Описание конструкции и принципа действия гидромашины

Описание в статике

Рис.1

Блок цилиндров 6 гидромашины выполнен в виде барабана с центральным отверстием, при помощи которого он установлен на горизонтальной цапфе 7. В среднем вертикальном поперечном сечении блока имеются радиальные колодцы-цилиндры 9, заканчивающиеся отверстием 11, выходящими на поверхность центрального отверстия. В цилиндрах 9 установлены плунжеры 5, головки которых прижаты к внутренней поверхности кольца статора 4. Блок цилиндров с передней стороны связан с валом гидромашины, установленном на подшипнике.Цапфа 7 имеет четыре продольных сверления 8 и 15, которые с переднего конца закрыты специальными пробками. На цапфе выполнены четыре поперечных фрезеровки - две верхние и две нижние. На рисунке показана верхняя 10 и нижняя 12 фрезеровки, расположенные в плоскости, проходящей через оси рабочих цилиндров. Первая фрезеровка вскрывает два верхних сверления 8, а вторая - два нижних сверления 15. Такие же фрезеровки выполнены на противоположном конце цапфы. К ним подведены каналы, связанные с отверстиями на корпусе насоса.

Описание в динамике Механизм радиально-поршневого насоса кинематически эквивалентен кривошипно-ползунному механизму с длиной кривошипа равной е и длиной шатуна, равной расстоянию от центра ротора до точки контакта поршня со статором. Ход поршня относительно ротора составляет 2е. Если сместить кольцо статора 4 влево, как показано на рисунке, до обеспечения эксцентриситета е между осями ротора и статора, и сообщить вращательное движение приводному валу и блоку цилиндров в направлении по часовой стрелке, то плунжеры 5 будут совершать возвратно-поступательное движение. При этом плунжеры, расположенные выше горизонтальной оси, будут входить в цилиндры 9, вытесняя рабочую жидкость через отверстия 11 в полость верхней фрезеровки 12, которая образует зону нагнетания и выполняет такие же функции, как окно торцового распределительного золотника.

Вытесняемая жидкость проходит через сверления 8 в район другой фрезеровки и далее по каналу в корпусе насоса и трубопроводам к потребителю. Плунжеры расположенные ниже горизонтальной оси, будут выходить из цилиндров, обеспечивая процесс всасывания. В этом случае рабочая жидкость поступает из бака по трубопроводам, гидравлическим каналам в корпусе насоса и по сверлениям 15 в полость нижней фрезеровки 12 и далее через отверстия 11 в полости рабочих цилиндров.

По способу регулирования подачи различаются насосы: с ручным управлением, с электрогидравлическим управлением, со следящей системой управления и с автоматическим управлением в функции давления.

Для перемещения кольца статора 4 служит механизм управления, состоящий из цилиндрических расточек в корпусе 7 гидромашины, в которых расположены плунжеры 2 и 13 с пружинами 3 и 14.При изменении величины эксцентриситета е между осями ротора и статора и при сохранении заданной частоты вращения ротора изменяется ход плунжеров гидромашины и, соответственно, изменяется производительность. При е = 0 расход на выходе насоса будет равен нулю. С изменением знака эксцентриситета меняется направление потока жидкости через гидромашину. Зона нагнетания становится зоной всасывания, а зона всасывания - зоной нагнетания. Такая гидромашина называется реверсивной.

2. Основные технические характеристики гидромашины, преимущества и недостатки, область применения

Радиально-поршневые машины представляют собой класс роторно-поршневых машин у которых ось вращения ведущего вала и оси цилиндров составляют угол более 45є, этот угол находится в пределах от 45є до 90є. В аксиально-поршневых машинах этот угол составляет или находится в пределах от 0є до 45є.

Радиально-поршневые насосы и гидромоторы изготавливают мощностью до 3000 кВт и выше с расходом жидкости до 8000 л/мин. Насосы этого типа малых размеров выполняют для давлений до 100 МПа (1000 кгс/). Эти насосы выпускаются преимущественно в регулируемом варианте. Цилиндры обычно располагают в несколько (до шести) рядов, благодаря чему получают высокую подачу насоса или большой крутящий момент на валу гидромотора. В одном ряду обычно располагают от 5 до 13 цилиндров.

Основное их преимущество по сравнению с другими видами машин заключается в создании высокого крутящего момента и возможности устойчивой работы при низких значениях угловой скорости. Радиально-поршневые машины широко распространены в станках, в обрабатывающих центрах, в автотранспортной и автотракторной технике. Радиально-поршневые насосы используются в тех областях, где необходимо обеспечить давление до 700 бар, например, такие насосы используются в гидросистемах различного рода прессов, зажимных устройствах станков и т.п. Только радиально-поршневые насосы способны длительное время стабильно функционировать при столь значительных нагрузках.

На мобильных машинах они применяются редко вследствие больших габаритов и массы, а чаще всего используются в стационарных условиях и там, где габариты и масса не имеют решающего значения. Полный КПД радиально-поршневых насосов находится в пределах 0,7-0,9. Недостатками радиально-поршневых гидромашин является большой момент инерции ротора, относительная тихоходность из-за больших окружных скоростей головок поршней.

3. Предварительный конструкторский расчет

Исходные данные:

Частота вращения n = 3000 об/мин

Подача насоса Qэф = 20 л/мин

Рабочее давление = 125 МПа

Число поршней принимаем z = 9

Принимаем К.П.Д. = 0.97

Определим теоретическую подачу насоса по формуле:

Qт =

Qт = 20.618л/мин

Qт = 0.020 м3/мин

Определяем рабочий объём насоса:

м3

Для определения диаметра плунжера воспользуемся соотношением хода плунжера и диаметра поршня i = h/d = 1,5 , на основании приведённых данных определяем диаметр плунжера по формуле:

Полученное значение диаметра плунжера округляем до подходящего значения: d=20мм

Определяем ход поршня h:

h = 1,5 d

мм

Полученное значение h округляем до ближайшего четного числа миллиметров, обеспечивая при этом минимальные расхождения требуемого и полученного значения q.

h = 32 мм

Определяем диаметр распределительной цапфы по эмпирическому выражению, исходя из рабочего объема q насоса:

где для давления = 125 Мпа: k = 0,04; b= 1,5.

см

Определяем величину заделки поршня в выдвинутом его положение:

мм



Определяем длину цилиндра (глубина расточки в роторе):

мм

Определяем внешний диаметр блока цилиндров:

мм

Определяем длину плунжера :

мм

Определяем радиус сферы головки плунжера:

мм

Определяем диаметры каналов питания:

Для самовсасывающих насосов площадь этих отверстий рассчитывается, исходя из скорости потока жидкости, равной 2,5 - 4 м/с .

Примем скорость потока жидкости U = 3 м/с. Площадь каналов питания fкан в распределительной цапфе тогда определится как:



Отсюда диаметр отверстия при двух спаренных отверстиях будет:

м

мм

4. Кинематический расчёт

Перемещение поршней в насосе.

Уравнение перемещения поршня от крайнего положения до положения, соответствующего повороту кривошипа на угол

,

где ,

, следовательно

Аналогично определяем перемещения других поршней и строим графики



Аналогично определяем скорости других поршней и строим графики



График скорости 9 поршней

Ускорение поршней

Ускорение одного поршня

График ускорения одного поршня



Аналогично определяем ускорения других поршней и строим графики.

График ускорения 9 поршней

5. Определение подачи насоса

Мгновенная расчетная подача одного поршня пропорциональна относительной скорости его движения в цилиндре



где - площадь поршня

Выражение для мгновенной подачи одного поршня

График зависимости мгновенной подачи одного поршня от угла поворота

График зависимости всех 11 поршней от угла поворота рабочей полости



Суммарная подача.

Текущая подача гидромашины при повороте на угол относительно положения, соответствующего началу нагнетания, определяется суммой подач поршней, одновременно находящихся в напорной полости:

График суммарной подачи насоса

Коэффициент неравномерности подачи



6. Динамический расчет

Усиление давления жидкости.

Усилие давления жидкости на поршень цилиндра ,соединенного в данный момент с рабочей

Перпендикулярная к оси поршня составляющая Т создает крутящий момент, причем она преодолевается приводным моментом, приложенным к его валу.

Сила N реакции статорного кольца прижимает головки поршней к статорному кольцу и нагружает его и распределительную цапфу, а также определяет величину трения и контактных напряжений на головке поршня и поверхности этого кольца.

Пользуясь рис. 2 найдем силы Т и N:

;

Согласно рисунку 2:

где и - текущие значения угла между осью цилиндра и радиусом статорного кольца и угла поворота блока цилиндров относительно нейтрального положения.



Результирующая составляющая сил всех плунжеров, находящихся в данный момент в полости нагнетания, воспринимается распределительной цапфой.

Построим графические зависимости действующих сил Т, Р, N от угла поворота . гидромашина поршень насос статорный

График зависимости давления жидкости от угла поворота

График зависимости усилия давления жидкость на поршень от угла поворота



Нормальная сила

График зависимости силы Т от угла поворота

Сила реакции статорного кольца.

График зависимости силы N от угла поворота

Теоретический крутящий момент, развиваемый усилием давления жидкости, представляет собой сумму моментов каждого из поршней, находящихся в данный момент под рабочим давлением. Среднюю величину этого суммарного момента определим по выражению:



Крутящий момент. Равномерность крутящего момента.

где - мгновенное значение плеча, равное расстоянию от центра О2 цилиндрового блока до места приложения указанной тангенциальной составляющей Т. Так как величена плеча при повороте цилиндрового ротора изменяется, то значение текущего крутящего момента не будет пропорционально силе Т. Нетрудно видеть, что разность между максимальным и минимальным значениями плеча равна 2е (рис. 2):

Поскольку сумма плеч , где R - радиус ведущего статорного кольца (рис. 2), имеем:

.



Согласно рисунку 2, запишем:

Учитывая, что , получим:

Разложив выражение в ряд, можем с достаточной для практических целей точностью записать:

Подставив это выражение в (3.10), получим после преобразования:

И окончательно получим:

Построим зависимость крутящего момента Мт от угла поворота :



График зависимости момента одного поршня от угла поворота

Моменты кручения для всех 11 поршней

График зависимости крутящих моментов 11 поршней от угла поворота

Суммарный текущий момент Мсум на валу гидромашины будет равен сумме текущих моментов, развиваемых поршнями всех цилиндров, находящихся в полости нагнетания:

(7.22)

где - текущее значение моментов одного поршня, n - число поршней находящихся в данный момент в магистрали нагнетания. Из выражения (7.23) следует, что крутящий момент гидромашины с уменьшением эксцентриситета е снижается.

График неравномерности крутящего момента

Расчет мощности насоса.

Определение расчетной мощности.

Теоретическая мощность насоса, под которой понимается мощность, эквивалентна при данном перепаде давления теоретической подаче машины, определится по выражению



Определяем теоретическую подачу насоса за один оборот

Определение мощности на валу насоса.

Приводная мощность рассчитывается по выражению

Определение теоретического крутящего момента на валу.

Определение приводного момента.

Сила инерции.

Максимальное значение силы инерции поршня в относительном движении с достаточной точностью описывается выражением

,

где m - масса поршня.

График силы инерции в зависимости от угла поворота



График силы инерции всех 11 поршней в зависимости от угла поворота

7. Прочностной расчет основных узлов и агрегатов насоса

Расчет поршня на изгиб

Тангенциальная составляющая усилия P:

Крутящий момент, развиваемый одним поршнем:

(Нм)

Тангенциальная составляющая Т развивает крутящий момент и одновременно изгибает поршень.

M - изгибающий момент, Нм

W - момент сопротивления при изгибе, см3

В поперечном разрезе имеем круглое полое сечение:

d=10 мм - диаметр полости

D=20 мм - диаметр поршня

(см3)

(МПа)

Допускаемое напряжение изгиба для бронзы равно:

МПа

Так как , то условие прочности выполняется.

Расчет вала на кручение

Суммарный крутящий момент:

(Нм)

Допускаемое напряжение кручения для стали МПа

Полярный момент сопротивления сечения вала:



Минимальный диаметр вала .



Список литературы

1. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. Учебник для вузов. - М.:Машиностроение,1974.-606 с., ил.

2.Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин: Справочник -3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979.-702с

3. Анурьев З. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 - М.: Машиностроение, 1992. - 816 с.

4.Орлов Ю.М. Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. - М.: Машиностроение, 2006. - 223 с.: ил. - (Б-ка конструктора).

Размещено на Allbest.ru

...