Описание конструкции и принципа действия гидромашины

Содержание

Введение

1. Описание конструкции  и принципа действия гидромашины

2. Предварительный расчет  гидромашины

3. Проверочный расчет

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 см³. Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен в насосах 20°.

 

1 Конструкция и принцип  действия проектируемой гидромашины

Аксиально-поршневой агрегат  включает в себя передний корпус 10, в котором в двух шариковых  подшипниках 7 установлен вал 6, правый конец которого шлицами входит в  ротор 12. Ротор вращается в роликовом  подшипнике 13, наружное кольцо с роликами которого расположено в промежуточном корпусе 15.Внутренним кольцом подшипника служит стальное закаленное кольцо 14, закрепленное на роторе 12 винтами 16, которые одновременно прижимают к ротору бронзовый диск 17, закрепленный в центре с помощью гайки 18.

В роторе 12 расположены девять плунжеров 5 со сквозными отверстиями, оканчивающихся сферическими головками  с завальцованными на них подвижными подпятниками 4.

На выступающей цилиндрической части ротора по подвижной посадке  расположена поджатая пружиной II шаровая  втулка 9, действующая на нажимной диск 2, который, имея возможность поворачиваться вокруг шаровой втулки 9, прижимает  подпятники к плоскости опорного диска 1. Опорный диск 1 расположен на траверсе 3, установленной в шарикоподшипниках 21.

Одновременно пружина 11 прижимает  ротор 12 с диском 17 к поверхности  распределительного диска 19. Для дополнительного  прижима ротора 12 к распределительному диску 19 между торцом приводного вала 6 и гайкой 18 расположена пружина 20.

Уплотнение по приводному валу 6 осуществляется с помощью  манжеты 8. Конструкция заднего корпуса 22 насоса Г13-35А не предусматривает  общего для обеих рабочих полостей всасывающего патрубка (рис.1).

При вращении ротора плунжеры 5 совершают в нем принудительное возвратно-поступательное движение, осуществляя  всасывание и нагнетание рабочей  жидкости.

Изменение углового положения  траверсы 3 вызывает изменение длины  хода плунжеров 5 в отверстиях ротора 12, за счет чего осуществляется регулирование  подачи насоса.

Внутренние отверстия  в подпятниках 4 находятся напротив сквозных отверстий в плунжерах 5 и оканчиваются расточкой на опорной  поверхности подпятников 4.

При подводе в расточки давления между подпятниками 4 и  опорным диском / создается масляный клин и разгружающее подпятники усилие.

Рабочая жидкость поступает  в камеры под плунжеры 5 через  серповидные пазы в заднем корпусе 22 и распределительном диске 19, которые  сообщаются с полостью всасывания насоса. Всасывание или нагнетание в рабочей полости предопределяется поворотом траверсы 3 в ту или другую сторону относительно ее среднего положения.

При повороте траверсы из одною  положения в другое с переходом  через среднее положение меняется направление движения плунжеров в отверстиях ротора, проходящих над каждым из обоих серповидных отверстий распределительного диска, и полость насоса, бывшая до поворота траверсы всасывающей, становится нагнетающей, и наоборот.

2 Предварительный расчет  гидромашины

Рабочий объем аксиально-поршневой  гидромашины с наклонным диском определяется по выражению:

, (1)

где: z-число поршней;

-диаметр поршня, (см);

D-диаметр окружности расположения  осей цилиндров в блоке, (см);

 -угол наклона диска, (град).

Число поршней z выбирается в зависимости от рабочего объема.

Принимаем z=7.

Диаметр D окружности расположения осей цилиндров:

, (2)

Подставив соотношение (2) в  формулу (1), получаем зависимость для  определения диаметра блока цилиндров  для аксиально-поршневой гидромашины с наклонным диском:

, (3)

Выбираю угол  , а поправочный коэффициент 0,39.

Таким образом,

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([3],стр.9) принимаю   мм.

 (4)

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю  мм.

Наружный диаметр:

 

, (5);

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю  мм.

Толщина стенки между цилиндрами в блоке:

, (6);

;

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю  мм.

Толщина стенки между цилиндром  и наружной поверхностью:

, (7);

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю  мм.

Рис.3. Геометрические размеры  блока цилиндров.

Длина блока цилиндров:

, (8);

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю

мм.

Расход рабочей жидкости через гидромашину:

, (9),

где   - объемная постоянная гидромашины, ( );

n – номинальная частота вращения гидромашины, ( ).

Таким образом,

  .

Размеры питающего окна блока  цилиндров, через которые подводится и отводится рабочая жидкость, выбирают исходя из максимальной допустимой скорости потока в питающем окне. Так  как по условию задания необходимо спроектировать обратимую гидромашину, допустимую скорость ограничивают 6 .

Площадь питающего окна равна:

, (10);

Диаметр питающего окна определяется по формуле:

; (11)

;

Таким образом, в соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) выбираю диаметр питающего окна  мм.

Диаметр окружности расположения центров питающих отверстий 

 совпадает с диаметром D окружности расположения осей цилиндров,  =45 мм.

Рис.4. Эскиз блока цилиндров.

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 обычно 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. Принимаю  .

Для расчета размеров торцового распределителя необходимо решить систему уравнений:

 

; (12)

где  - коэффициент, показывающий соотношение отжимающей и прижимающей силы;

- размеры торцевого распределителя.

Для определения размера   воспользуемся дополнительными условиями:

 (13)

 (14)

 (15)

Таким образом,

; .

Подставив выражения (13-14) в  первое уравнение системы (12) и преобразовав, получаем биквадратное уравнение относительно  .

 (16)

Отсюда,  , а  .

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значения   мм.,  мм., мм. и  мм.

Выполняем проверку коэффициента

 (17)

Рис.5. Торцовый распределитель.

После завершения расчета  торцового распределителя приступим  к проектированию гидростатического  подпятника. В аксиально-поршневых гидромашинах используются как плоские гидростатические подпятники, так и гидравлическая разгрузка сферических опор.

Рис.6. Поршни двух видов с  гидростатической разгрузкой:

1-шатунного типа; 2-плунжерного  типа.

В поршнях шатунного типа для подвода жидкости выполнены  радиальные сверления в поршне и  осевое сверление в штоке, в некоторых  конструкциях осевое сверление выполняют  и в штоке, и в поршне. Специфика  устройства сферических опор с гидростатической разгрузкой требует учета величины дросселирования потока при подаче жидкости через радиальное сверление, располагаемое на каком-то удалении от донышка поршня. Во всем остальном, расчеты плоской и сферической гидростатической опоры не отличаются между собой.

В данном курсовом проекте  будет рассчитываться плоский гидростатический поршневой подпятник (рис.6). Такая  конструкция поршней применяется  в гидромашинах бескорданного типа. Опорную поверхность подпятника можно выполнить двояко: с опорными поясками за пределами уплотнительных поясков, или без опорных поясков. Размеры опорных поясков назначаются из конструктивных соображений, преследуя в основном цель обеспечения устойчивости против опрокидывания. Это условие записывается в виде выражения:

 (18)

где  коэффициент превышения сил, прижимающих поршень над отжимающими силами. Из практики проектирования, отношение  . Из соотношения (18) получаем выражение для определения  :

 (19)

Зададимся   и   

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значения  мм.,  мм.

Рис.7. Эскиз плоского поршневого подпятника.

Для определения размеров вала гидромашины, рассчитаем мощность на валу гидромашины:

 (20)

где Pmax – максимальное давление, (Па);

N- мощность, (Вт).

.

Определим крутящий момент на валу гидромашины:

 (21)

где T- крутящий момент, ( )

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

 (22)

где  =20…35 МПа – допускаемое напряжение на кручение.

После этого, исходя из приведенного аналога, проектируем вал.

Таким образом, выходной диаметр  вала принимаю  .В соответствии с СТ СЭВ 189-75 ([2],стр.300) выбираем шпонку  .

Диаметр вала под подшипники: . Между подшипниками вал имеет диаметр  .

Диаметр вала в месте установки  ротора конструктивно принимаем  .

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные 46306 ([2],стр.313).

Для корпуса в качестве материала выбираем серый чугун, так как он дешевле, по сравнению  с другими материалами и имеет  хорошие литейные свойства.

Минимальная толщина стенки корпуса рассчитываем по формуле  Ляме:

 (23),

где d – внутренний диаметр корпуса, (мм);

[ ] – допускаемое максимальное напряжение для материала корпуса, (МПа).

[σ]=25 МПа – допускаемое максимальное напряжение для серого чугуна.

P=1МПа.

 

.

Согласно стандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значение  мм.