Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

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.

Минимальная необходимая толщина плоской корпусной крышки определяется по формуле:

(24)

В соответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69 ([6],стр.37) принимаю значение мм.

3 Проверочный расчёт

Расчет долговечности подшипников качения

Приводной вал может быть представлен следующей расчетной схемой.

Рис. 8. Схема для расчета вала

На схеме приняты следующие обозначения: h = 40 мм - расстояние между подшипниками А (№ 46306) и В (№ 46306);

с = 100 мм - расстояние от подшипника В до силы Р

Согласно [2, с.172]:

где площадь поршня.

Определяем реакции А, В :

; ;

; ;

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;

α - степенной показатель: α = 3 - для шарикоподшипников, α = 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;

F_a = 0, т.к. осевая нагрузка отсутствует;

k_б = 1 - коэффициент безопасности для спокойной без толчков нагрузки; k_Т = 1, для температуры до 100°С;

F_r - радиальная нагрузка, определенная выше (А, В,).

Таким образом, и для шарикоподшипника и для роликоподшипников гидромашины:

Р = F_r .

После подстановки значений n ,α и F_r получим выражение для определения срока службы:

шарикоподшипника ;

роликоподшипников

Подставляя в формулу для шарикоподшипника №46306 табличное значение С и рассчитанное выше значение Р_r, определим его срок службы:

.

Аналогично для роликоподшипника № 42306 :

.

Определение усилия пружин, обеспечивающего прижим подпятников к опорному диску

Расчеты производятся по методике изложенной в [2, с.165-172 ].

Усилие пружин определяется по выражению:

P_пр=∑P_{i max} +∑P₁ +∑P₂+∑P₃+∑P₄ ,

где ∑P_{i max} - максимальная суммарная сила инерции, действующая на плунжера, соединенные с подпятниками;

∑P₁ - усилие пружины подпятников, предотвращающее поворот их под действием центробежной силы инерции;

∑P₂ - усилие, необходимое для перемещения плунжеров при ходе всасывания, создающееся вследствие разряжения под плунжерами;

∑P₃ - усилие, создающее уплотнение между торцом подпятника и плоскостью опорного диска;

∑P₄ - усилие, обусловленное трением плунжеров.

Определение силы P_{i max}

Расчет производится по [2, ф. 2.162]:

∑P_{i max} =ξ·ω²·m_n·r·tg

где ξ= 3,17 - коэффициент для z= 7 шт. плунжеров; ξ= 2,88 - коэффициент для z= 9 шт. плунжеров; ξ= 2,53 - коэффициент для z= 11 шт. плунжеров;

-частота вращения ротора;

m_n 0,1…0,4 кг. масса плунжера с подпятником, принято m_n=0,32 кг;

r = 0,048 м - радиус расположения плунжеров в роторе.

Подставляя значения входящих величин в формулу, получим:

∑P_{i max}=2,88·157²·0,32·0,0225·tg18º=166 Н.

Определение усилия Р₁

Расчет производится по [2, ф. 2.165]:

,

где m₀ 0,02…0,07 кг - масса подпятника, принято m₀ = 0,054 кг;

e = 10,82 мм расстояние от центра тяжести подпятника до центра сферической головки плунжера.

Подставляя значения в формулу, получим выражения силы ∑P₁:

Н.

Определение усилия ∑P₂

Расчет производится по [2, ф. 2.166]:

,

где P_в = 0,05 МПа - допустимое разрежение в поршневой камере;

F = 2,0 10^-4 м² - площадь сечения плунжера.

Подставляя значения в формулу, получим:

Н.

Определение усилия ∑P₃

Расчет производится по [2, ф. 2.168]:

,

где F₁ - площадь кольцевых поверхностей подпятника за вычетом площади дренажных пазов;

σ_в = 0,1 МПа - удельное давление на поверхностях скольжения, необходимое для создания достаточного уплотнения, препятствующего засасыванию воздуха через стык между ними.

После вычислений:

Н.

Определение усилия ∑P₄

Расчет производится по [2, ф. 2.170]:

,

где μ=0,05 – коэффициент трения;

.

Таким образом, минимальное усилие пружин по [2, ф. 2.159] равно:

P_пр=∑P_{i max} +∑P₁ +∑P₂+∑P₃+∑P₄ .

Подставив ранее полученные значения, получим:

К этой величине следует прибавить согласно [2, ф. 2.171] запас:

.

Подставив ранее полученные значения, получим:

Тогда полное требуемое усилие пружин составит :

Расчет вала ротора

Определение запаса прочности

Вал ротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.

Рис.9. Расчет вала ротора

Крутящий момент, передаваемый валом:

где N – мощность, потребляемая насосом.

Изгибающий момент в опасном сечении:

Расчетное сечение вала представляет собой шлицевое сечение с наружным диаметром Д_н=2,2 см и внутренним Д_в=1,8 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 σ_в = 850 МПа;

предел текучести σ_т = 700 МПа;

предел выносливости при изгибе σ_-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 τ_Т - 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]:

Характеристики

Список файлов курсовой работы