Проект аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком цилиндров

 м/с < [v] = 8 м/с.

5) Из конструктивных соображений примем r1 = 24 мм. Учитывая, что интенсивность износа поясков не одинакова, ширину внутреннего пояска b2 принимаем равной 0.75..0.8 от ширины наружного b1.

Пусть b1 = 8 мм, тогда b2 = 0.75·b1 = 0.75·8 = 36 мм.

r2 = r1+b2 = 24+6 = 30 мм;

r3 = r2+c = 30+10 = 40 мм;

r4 = r3+b1 = 40+8 = 48мм.

     Т. к. мм < rб = мм, то применяем плоский распределитель.

6) На блок цилиндров действует сила Fпр со стороны поршней, прижимающая блок к распределителю, а со стороны распределителя - Fотж, отжимающая блок.

Проведем расчет сил прижима и отжима, действующих в зазоре между блоком и распределителем:

 H;

;

где МПа;

Коэффициент поджима: .

Т. к. Fпр>Fотж на 35%, то нет необходимости устанавливать дополнительную прижимную пружину.

7) Угол перекрытия:

Угол перекрытия вполне удовлетворяет конструктивным нормативам и является допустимым для данного проектируемого аксиально-поршневого гидронасоса. Зависимость полезной мощности насоса от подачи при проектируемой частоте вращения вала 1200 мин-1:

 

2.3 Расчёт КПД гидронасоса

     а) Вначале произведем проверочный расчет объемного КПД.

1. Утечки Qу1 через зазоры между поршнями и цилиндрами. Длина контакта поршня с цилиндрами l = 0.055 м, диаметральный зазор σ1 = 0.005 см =5·10-5 м. Тогда:

 м3/с.

2. Утечки Qу2 в торцевом распределителе: зазор между блоком цилиндров и распределительной шайбой принимаем равным σ2 = 0.012 см = 12·10-5 м, а утечки Qу2 = 1 л/мин = 1.67·10-5 м3/с.

     Т.к. теоретическая подача Qт = 133 л/мин = 2.2·10-3 м3/с, то объемный КПД с учетом утечек:

.

     б) Механический КПД насоса.

1. Потери в подшипниках.

Принимаем КПД шариковых радиальных однорядных подшипников   η1 = 0.99, радиально-упорных – η2 = 0.995, тогда: ηп= η1· η22 = 0.99·0.9952 = 0.98.

2. Потери на трение  поршней о стенки цилиндров:

- максимальная скорость  поршня:

м/с;

- момент сил трения:

Н/м.

Тогда полный механический КПД насоса:

.

     в) Расчет гидравлического КПД.

Подача Q, проходящая через насос:

Qср = V0·n·η0 = м3/с.

Средняя скорость течения жидкости составляет:        

 м/с;    м/с;  м/с.

     Т.к. длина трубопровода мала, будем учитывать потери давления только от местных сопротивлений. Для случая прямого колена принимаем коэффициент ξ1 = 2.95, для случая сужения ξ2 = 0.35, для случая расширения ξ3 =0.56. Принимаем объемный вес масла γ = 0.89·10-3 кг/см3 и считая течение турбулентным, определим суммарные потери давления от местных сопротивлений в насосе:

Тогда гидравлический КПД:  .

Общий КПД насоса:

.

2.4 Расчет на прочность вала и подшипников

     а) В данном насосе наибольшие нагрузки испытывает вал, поэтому необходимо провести его прочностной расчет.

При расчете принимаем схему нагрузки (рисунок 7).

                 Рисунок 7. Расчётная схема нагрузки вала

     Считаем, что на конце входного вала насоса надета муфта, создающая на валу реактивную силу P. Для приблизительного расчета вала принимаем P=4076 Н.

PН – сила, действующая со стороны нагнетания и слива.

От силы PНА создается изгибающий момент:

Определим реакции в опорах (подшипниках):

Проверка ; тогда: верно.

На вал действует постоянный крутящий момент: Мкр= 265.5 Нм.

 

Построим эпюру изгибающих моментов.

0-1: M = P·x;

1) x = 0, то M = 0 Нм;

2) x = 0.085, то M = 4076·0.085 = 346.46 Нм;

1-2: M = P·x - Ra·x;

1) x = 0.085, то M = 4086·0.085 - 16331·(0.085 - 0.085) = 346.46 Нм;

2) x = 0.135, то M = 4076·0.135 - 16331·(0.135 - 0.085) = -266.3 Нм;

2-3: M = P·x - Ra·(x - 0.085) + Rб·(0.135);

1) x = 0.135, то M = 4076·0.135 - 16331·(0.135 - 0.085) + 0 = -266.3 Нм;

2) x = 0.185, то M = 4076·0.165 - 16331·(0.185 - 0.085) + 17947·(0.465 - 0.135) = 95.5 Нм.

Строим эквивалентную эпюру моментов:

В точке, где эквивалентный момент будет наибольшим, будет опасное сечение:

Нм.

Определим диаметр вала в опасном сечении:

мм.

Примем dв = 45 мм, где [τ] = 25 Н/см2 – допускаемое напряжение.

б) Расчет подшипников:

     Вал устанавливается в радиально-упорных подшипниках. Принимаем подшипники 306.

     ГОСТ 8338-75: d = 45 мм; b = 25 мм; Cг = 37.8 кН; C0 = 26.7 кН. Вал вращается с частотой n = 20 c-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (v = 1).

Расчет проводим для более нагруженного подшипника (опора Б):

Pэкв= (x·v·Fr+ Y·Fa)·kб·kт,      Y = 0, kб = 1.6, kт = 1.05, тогда

Pэкв= (1·1·17947 + 0)·1.6·1.05 = 30150 Н <Сг= 37800 Н.

Долговечность подшипника:

ч – долговечность подшипника обеспечена.

в) Расчет конструктивных размеров шатунных узлов:

Находим диаметр окружности центров сферических гнёзд, в приводном валу:                 .

2.5 Расчёт теплового режима гидронасоса

Потери мощности в насосе:

 кВт.

     Теряемая мощность преобразуется в тепло и отводится от насоса частично через поверхность корпуса ΔN1, контактирующего с воздухом, и частично рабочей жидкостью ΔN2, т.

ΔN =ΔN1+ΔN2

     Повышение температуры корпуса и жидкости выражается зависимостью:

,

где F = 2πRn = 0.15 – площадь наружных стенок корпуса;

k = 18 - коэффициент теплоотдачи при естественной циркуляции жидкости;

с = 1800 - удельная теплоемкость;

ρ = 890 - плотность рабочей жидкости, тогда:

=>следовательно, теплообменник в гидросистему можно не включать.

 

 

 

2.6 Расчет потребляемой  мощности и выбор приводного  электродвигателя

     Выбор приводящего двигателя для насоса гидропривода необходимо производить в зависимости от характера нагрузки гидропривода с целью создания нормального рабочего режима и с учётом механической характеристики двигателя.

     Мощность, потребляемая гидронасосом,  определяется  по формуле:

 

Где М – крутящий момент на валу гидронасоса, Н*м;

ω = 20 с-1  - угловая скорость, 1/с-1( рад/с);

η = 0,95 -  полный кпд  гидронасоса,

      Номинальный момент на валу насоса:

 

 

Где V0 =112*10-6 м3 - рабочий объем насоса в номинальном режиме;   

Δрн =(35-20)= 15*106 Па – перепад давлений в насосе;

η  = 0,95 - кпд насоса; 

Мощность приводного двигателя может быть определена по формуле:

N = 2πMдв n = k*Q*Δp / η = 1,1*2,133*10-3*15*106 / 0,95 = 37046,8 Вт

Этим данным удовлетворяет электродвигатель:

4А200М4У3  N = 37 кВт; n= 1500 об/ мин

Технические параметры электродвигателя А4200M4У3 – 37 кВт 1500об/мин.

ТИП	P кВт	Номинальная частота вращения об/мин	КПД %	Cosφ	lп/lн	Мп/Мн	Mmax/Mн	lн,A	Масса,кг
А4200M4	37	1475	92,0	0,87	7,2	2,2	2,3	70,2	230

 

 

 

 

Заключение

     При выполнении курсового проекта была рассчитана модель аксиально-поршневого гидронасоса с наклонным блоком, был выбран приводной электродвигатель.

     Кроме этого был выполнен обзор и анализ существующих аксиально-поршневых машин.

     Также был выполнен прочностной расчет деталей насоса. Определён объемный КПД    η0 = 0,99, механический КПД ηм= 0,97, гидравлический КПД ηг= 0,99, полный КПД η = 0,95. Расчетный рабочий объем насоса V0 = 112 см3.

     Данный насос при работе имеет температуру T = 20+ΔT = 200 + 290 = =490С, вся тепловая энергия от него отходит через поверхность гидронасоса и рабочую жидкость, вследствие этого охладитель в систему можно не подключать.

 

Список литературы

 

1. «Гидропневмоавтоматика  и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмопередачи» под редакцией В.В. Гуськова, / «Высшая школа», Минск 1987.

2. «Расчет и конструирование  аксиально-поршневых насосов» Исаев  Ю.М., / Ленинград 1975 г.

3. «Объемные гидравлические приводы» под редакцией Башта Т.М., Москва / «Машиностроение» 1968 г.

4. «Объемные гидроприводы. Вопросы проектирования гидромашин»

Богданович Л.Б.,  Киев / «Техника» 1971 г.

1. Размещено на Allbest.ru