Материал: Разработка и исследование радиально-поршневого насоса с автоматическим управлением по давлению

Разработка и исследование радиально-поршневого насоса с автоматическим управлением по давлению

Содержание

Введение

1. Литературный обзор способов регулирования скорости и конструкций насосов для гидропривода главного движения металлорежущих станков

2. Конструкторская часть

2.1 Разработка конструкции насоса

2.2 Гидравлические расчеты насоса

2.2.1 Определение диаметра поршня

2.2.2 Гидравлический расчет клапанов

2.3 Прочностные расчеты насоса

2.3.1 Расчет усилий пружин клапанов

2.3.2 Расчет усилия пружины возврата поршня

3. Кинематическое исследование механизма насоса

3.1 Определение закона движения поршня

3.2 Определение скоростей звеньев механизма и его точек

3.3 Определение ускорений звеньев механизма и его точек

4. Исследование влияния параметров механизма насоса на его кинематические характеристики

4.1 Кинематический расчет кулачкового механизма привода клапана

4.2 Изменение параметров для определения оптимальных характеристик насоса

Заключение

Список использованных источников

насос металлорежущий кинематический кулачковый

Введение

Из существующих видов силовых систем машин и механического оборудования наибольшее распространение получили электрические и объемные гидравлические системы, причем в силовых устройствах используют в основном гидравлические системы. Гидравлические приводы получили широкое применение в самых различных отраслях машиностроения: в металлорежущих станках, в станках для холодной прокатки труб, рольгангах, тяжелом горном оборудовании, в экскаваторах, на транспорте.

Широкое применение гидравлических приводов в машинах обусловлено их преимуществами, основное из которых относительно малые габариты и вес, приходящиеся на единицу мощности. Гидравлические приводы просты в изготовлении, обладают высокой надежностью и долговечностью. Преимуществом является простота бесступенчатого регулирования скорости, плавность и устойчивость движения. Учитывая преимущества объемного гидропривода, в настоящее время ведутся разработки новых вариантов объемных гидроприводов.

Одним из направлений исследований является применение сверхвысоких (70МПа и более) давлений. Преимущество гидропривода по сравнению с электрическими как раз заключается в возможности работы при высоких давлениях. Рабочие давления в современном гидроприводе достигают 20-30 МПа, а удельные силы электрических машин не превышают 2МПа.

В данной ВКР предлагается новая поршневая гидромашина, работающая при давлениях 70-100МПа, имеющая клапанное распределение рабочей жидкости, в которой регулирование производительности осуществляется путём изменения соотношения плеч рычагов, а управление клапанами осуществляется кулачком, расположенном в полости рабочего давления на валике, вращающимся синхронно с валом машины.

Темой ВКР является разработка и исследование регулируемого радиально-поршневого насоса с автоматическим управлением по давлению.

1. Литературный обзор способов регулирования скорости и конструкций насосов для гидропривода главного движения металлорежущих станков

Объемные гидромашины обычно выполняются многокамерными и рассчитываются с целью снижения габаритов и массы гидросистемы, для работы под высокими давлениями (до 70 МПа и выше). С этой же целью их рассчитывают на высокие частоты вращения, которые в отдельных случаях достигают 30 000 об/мин [1].

При выборе скорости вращения насоса учитывают ряд факторов. При малой скорости повышается надежность и срок службы насоса, однако при этом увеличиваются его габариты и уменьшается объемный к. п. д. При увеличении скорости уменьшаются габариты, однако при этом снижается его долговечность вследствие интенсивного износа деталей, а также повышаются гидравлические потери в каналах машины. Тенденция повышения частоты вращения гидравлических машин и давлений рабочей жидкости противоречит требованиям повышения надежности и ресурса этих машин.

Необходимость разработки конструкции данного вида насоса обусловлена тем, что одним из направлений в современной технике является применение сверхвысоких (70 МПа и более) давлений. Преимущество гидропривода по сравнению с электрическими машинами как раз и заключается в возможности работы при высоких давлениях. Рабочие давления в современном гидроприводе достигают 20-30 МПа, а удельные силы электрических машин не превышают 2 МПа. Как следствие, гидропривод обладает большей мощностью, имеет меньшие габариты, большее быстродействие.

Нами установлено, что применение сверхвысоких давлений в гидроприводе главного движения станков позволяет расширить диапазон регулирования скорости вращения при постоянной мощности, сократить габаритные размеры и массу.

Объемный насос гидравлического привода служит для пре-образования механической энергии, прилагаемой к приводному валу (входному звену), в энергию потока жидкости. У насоса входным параметром является скорость вала и выходным - расход жидкости.

Для бесступенчатого регулирования скорости вращения вала гидромотора в объемном гидроприводе используется два способа:

дроссельное регулирование;

объемное регулирование.

Дроссельный способ регулирования скорости гидроприводов основан на том, что часть жидкости, подаваемой насосом, отводится в сливную гидролинию и не совершает полезной работы. Скорость вращения гидромотора регулируется дроссельными устройствами, исключенными на входе или выходе рабочей жидкости из гидромотора, а также в ответвление от нагнетательной линии. Дроссельное регулирование отличается простотой, но имеет ряд недостатков. Основным недостатком гидроприводов с нерегулируемым насосом и дроссельным регулированием скорости является низкий к.п.д., обусловленный самим принципом дроссельного регулирования [2]. Этот недостаток ограничивает область применения дроссельного регулирования приводами малой мощности.

В гидроприводах большой мощности, в которых энергетические показатели играют важную роль, применяют объемный способ регулирования скорости. К.п.д. гидроприводов с объемным регулированием, определяемый соотношением

,

где ηН - к.п.д. насоса;

ηМ - к.п.д. гидродвигателя;

ηГ - к.п.д. гидролинии, - существенно выше, чем в гидроприводах с дроссельным регулированием, и достигает 0,65…0,75. Нагрев рабочей жидкости в гидроприводах с объемным регулированием значительно меньше, чем при дроссельном регулировании благодаря отсутствию дросселирования потока.

При таком способе регулирования обеспечивается более плавное реверсирование и торможение гидродвигателя, чем при распределении потока с помощью гидрораспределителей. Диапазон регулирования скорости при объемном способе регулирования во много раз выше, чем при дроссельном регулировании.

Благодаря перечисленным преимуществам гидроприводы с объемным регулированием применяются в качестве приводов средней и большой мощности. Привод главного движения станка относится к приводам средней мощности, следовательно, для него наиболее применим способ объёмного регулирования скорости вращения вала гидромотора.

Объёмное регулирование скорости осуществляется изменением рабочего объёма насоса, гидродвигателя или насоса и гидродвигателя.

На рисунке 1.1 представлены 3 схемы объемного регулирования скорости.

На рисунке 1.1а приведена принципиальная схема гидропривода вращательного движения с замкнутой циркуляцией жидкости, в котором регулирование скорости вращения вала гидромотора 1 осуществляется за счет изменения подачи насоса 2.

Такое регулирование называется регулированием с постоянным крутящим моментом, т.к. имеется в виду, что давление в гидропередаче постоянно. Диапазон регулирования с постоянным крутящим моментом зависит от минимального устойчивого значения скорости вращения вала гидромотора.

На рисунке 1.1б приведена принципиальная схема гидропривода, в котором регулирование скорости вращения вала гидромотора осуществляется за счет изменения рабочего объема самого гидромотора.

Рисунок 1.1 - Принципиальные схемы гидропривода

Такое регулирование условно называется регулированием с постоянной мощностью, т.к. уменьшение рабочего объема гидромотора увеличивает скорость выходного звена гидропривода и соответственно уменьшается крутящий момент, развиваемый на выходном звене.

Принципиальная схема гидропривода с регулируемым насосом и гидромотором приведена на рисунке 1.1в.

Наиболее предпочтительной является схема на рисунке 1.1а с регулированием скорости с помощью изменения рабочего объёма насоса. Достоинством данного способа регулирования является удобство регулирования, т.к. местонахождения насоса не оказывает существенного влияния на компоновку станка; низкая стоимость, простота конструкции, малые габаритные размеры и масса нерегулируемого гидромотора, что особенно важно в приводах со встроенным гидродвигателем. Но данная схема не позволяет регулировать скорость вращения вала гидромотора при постоянной мощности, не обеспечивает необходимый силовой диапазон. В этом случае получение силового диапазона достигается за счет ограничения нагрузки гидропередачи, т.е. недогрузки гидропередачи.

В гидроприводах высоких давлений нашли наибольшее применение поршневые насосы, которые по расположению цилиндров делятся на радиальные и аксиальные.

В зависимости от вида распределения рабочей жидкости насосы подразделяются на насосы с бесклапанным распределением и клапанным распределением.

По расположению цилиндров эти машины делятся на роторные радиально-поршневые с радиальным относительно оси вращения ротора расположением цилиндров и роторные аксиально-поршневые с аксиальным относительно оси вращения цилиндрового блока расположением цилиндров.

Роторной гидромашинной называют машину, у которой подвижные элементы, образующие рабочую камеру, совершают вращательное движение.

Роторные насосы с цапфовым распределением обычно применяют до давлений 25 МПа, при более высоких давлениях применяют нероторные радиально-поршневые насосы с распределением с помощью свободно-посаженных клапанов; насосы выпускаются на давления до 100 МПа и выше. Клапанное распределение распространено преимущественно в плунжерных насосах с кулачковым (эксцентриковым) приводным механизмом поршней [3]. Схема элемента такого насоса представлена на рисунке 1.2.

Заполнение насоса жидкостью происходит через всасывающий клапан 1, а вытеснение из цилиндра (нагнетание)- через нагнетательный клапан 2. Привод поршня осуществляется эксцентричным кулачком (диском) 4, к которому поршень 3 поджимается пружиной или иными средствами. Ось О1 вокруг которой вращается кулачок, смещена относительно его геометрической оси О2 на величину эксцентриситета е, в соответствии с чем геометрическая ось (центр) О2 кулачка описывает при его вращении вокруг оси О1 окружность радиусом, равным эксцентриситетом е. Поршень 3 при этом будет совершать в цилиндре возвратно-поступательные движения на величину пути 2е. При вращении эксцентрикового кулачка 4 вокруг оси О1 приводного вала, с которым этот кулачок жестко соединен, геометрическая ось (центр) О2 кулачка будет описывать окружность радиусом r=е вокруг оси вала О1. При этом поршень 3 насоса, прижимаемый к эксцентрику пружиной 6 (или иными средствами), будет перемещаться возвратно-поступательно в цилиндре, совершая за один оборот два хода, каждый из них равен h=2е. При движении поршня 3 в левую сторону (соответствуют для данного направления вращения верхней половине эксцентрика) объем цилиндровой камеры уменьшается и жидкость, заполняющая ее, вытесняется через клапан 2 в нагнетательную полость. При обратном движении поршня (соответствует нижней половине окружности эксцентрика) объем цилиндровой камеры будет увеличиваться и жидкость преодолев усилие пружины 5 и открыв всасывающий клапан 1, будет поступать в камеру насоса.

С целью устранения недостатков простого клапанного распределения в мощных гидромашинах применяют клапанное распределение, приводимое в движение принудительно. Подобное распределение в гидромоторе, осуществляемое при помощи тарельчатых клапанов, приводимых в движение механически, представлено на рисунке 1.3. Рабочий поршень 3 и клапаны 2 и 4 приводятся в движение общим эксцентриковым валом 1 с соответственно смещенными кулачками. Схема представлена на рисунке 1.3.

Рисунок 1.2 - Схема эксцентрикового насоса с клапанным распределением

С целью снижения контактного напряжения по месту контакта поршня и эксцентрика применяют, и в частности при высоких давлениях (350 МПа и выше), гидромашины с полыми поршнями, называемыми часто гидромашинами с жидкостными поршнями.

Недостатком известных поршневых гидравлических машин является наличие дополнительных подвижных герметичных соединений, что снижает их гидравлические и механические характеристики.

Недостаток насоса на рисунке 1.3 заключается в том, что на кулачки действуют большие усилия при открытии клапанов.

Объемно-дроссельное регулирование скорости исполнительных гидродвигателей занимает промежуточное положение. Оно заключается в сочетании ступенчатого изменения расхода за счет подключения несколько нерегулируемых насосов и плавного изменения расхода дросселированием в промежутке между ступенями. (рисунок 1.4 а)

Насос Н1 постоянно включен в систему, а Н2 может соединяться с линией слива.

На нижней части диапазона работает только Н1, а на верхней - оба насоса.

Рисунок 1.3 - Эксцентриковый насос с принудительным клапанным распределением жидкости

Рисунок 1.4 - Схема гидропривода с объемно-дроссельным регулированием скорости:

а) с двумя нерегулируемыми насосами; б) с насосом, автоматически управляемым по давлению

Возможно так же применение насоса, автоматически управляемого по давлению. (рисунок 1.4 б).

В этом случае при изменении расхода через дроссель изменится давление перед ним, что через механизм автоматического управления приводит к соответствующему изменению производительности насоса таким образом, что она всегда равна расходу жидкости через дроссель.

Объемно-дроссельное регулирование отличается простотой регулирования, свойственной дроссельному регулированию, и одновременно позволяет значительно повысить КПД привода.

Регулируемые пластинчатые насосы имеют V0=6….170 см3; p=2….21 Мпа и n=800….1800 мин-1. Различают насосы прямого и непрямого управления, причем в первых применяется силовая пружина для уравновешивания радиальной составляющей силы на статоре, а во вторых - золотниковый распределитель изменяющий давление, в камере управляющего поршня.

Насосы Г12-5 (V0=20; 45 и 80 см3; p=6,3 Мпа и n=960….1500 мин-1) прямого управления (рисунок 1.5) имеют рабочий комплект, состоящий из ротора с пластинами 3, статора 4, наружного кольца 5, переднего 18 и заднего 15 распределительных дисков. Комплект установлен в соединённых между собой винтами корпусе 14 и крышке 19 и скреплен винтами 7. Шейки ротора опираются на подшипники скольжения, выполненные в распределительных дисках. Ротор шлицами связан с приводным валом 22, опирающимся на шарикоподшипники 20 и 29. В переднем диске предусмотрены пазы 24 и17 для всасывания и нагнетания рабочей жидкости, а также пазы 16 и 25 для соединения обращенных к центру ротора торцовых поверхностей пластин с напорной (на участке нагнетания) или всасывающей (на участке всасывания) линиями. Задний диск имеет связанную с напорной линией кольцевую камеру 26, ограниченную шайбой 28 и кольцами 27.