Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора

Скорость рабочей жидкости в распределительных окнах ротора:

                                        ,                              (127)

где  – наибольшая скорость плунжера в роторе:

м/с;

f_p – площадь окна ротора.

м².

    Тогда получим:

м/с.

Согласно опытным данным должно соблюдаться следующее условие:

                       – условие выполняется;            (128)

                           – условие выполняется.                (129)

6.2. Расчет скорости потока жидкости в окне
распределительного диска

Скорость потока жидкости в окне распределительного диска определяется по формуле:

,                                     (130)

где f ₀ – площадь окна распределительного диска:

           , (131)

где X_a = 163° – угол, на котором расположено окно распределительного диска.

Получим:

м².

м/с.

Согласно опытным данным должно соблюдаться:

             – условие выполняется.           (132)

Условие выполняется.

 

 

 

7. Индивидуальное задание на тему: «Особенности работы клапанной системы распределения жидкости в объемных гидромашинах».

В возвратно-поступательных поршневых насосах наиболее широко используются клапанные системы распределения рабочей жидкости. Структурно они состоят из нагнетательных и всасывающих клапанов односторонней проводимости. Каждый из клапанов содержит (рис. 3.14) затвор 1, седло 3 и возвратную пружину 2. Элементы клапана могут монтироваться в отдельных корпусе, блоке или непосредственно в корпусных деталях насоса. Наиболее широко в системах распределения рабочей жидкости используются клапаны с коническими и плоскими затворами (рис. 3.14, б, в); в отдельных случаях могут использоваться и сферические затворы (рис. 3.14, а, г).

Каждая рабочая камера возвратно- поступательного насоса содержит всасывающий и нагнетательный клапаны, которые в конструктивном отношении могут быть одинаковыми или различными.

Функциональный цикл работы каждого клапана описывается уравнением баланса сил, действующих на его:

где F_m— сила инерции подвижных элементов; F_tp- сила трения; Z⁷_np- сила сжатия возвратной пружины; Z⁷дин— динамическая сила, возникающая при действии потока жидкости на затвор; F_v- результирующая сила статического давления жидкости на затвор; R_c- реакция седла; t — коэффициент расхода; А_щ— площадь щели при открытом затворе; р — плотность жидкости; Ap — перепад давления на затворе клапана.

Рабочий цикл клапана разделяется на четыре основные этапа: закрытое состояние, открытие, открытое состояние, закрытие. Все этапы функционального цикла клапана взаимосвязаны с этапами рабочего цикла насоса. Смена этапов функционального цикла клапана обусловлена перераспределением сил, действующих на его затвор. При закрытом затворе F_tp и F_wm равны нулю, a F_t = rng в зависимости от расположения клапана может иметь различное направление, поэтому уравнение равновесия затвора в этом случае имеет вид:

где F_lip = ZC; z, с — соответственно деформация и жесткость пружины; F_p= = ApA^r; Ap = р_вх—Рвых; Pbx-давление жидкости на входе в клапан; р_вЬ1Х— давление ее на выходе из клапана; A^f— разность эффективных площадей поверхностей затвора.

В тех случаях, когда р_Вх>р_Вых, результирующая сила давления жидкости направлена в сторону отжима затвора от седла, а при р_Вх<Рвых— в противоположную сторону.

В случае Рвх=Рвых=0, F_p= О имеет место уравнение:

справедливое при переходе насоса с режима нагнетания на режим всасывания.

При повышении давления на входе в клапан R_c-O_i а при F_p=F_np±F_m R_c=O_i тогда Ap = F_jip/A^r.

Значение F_tp в основном зависит от конструктивного исполнения затвора в месте его контакта с корпусом и может быть определено по формуле

где ф — коэффициент трения; Fq— неуравновешенная боковая сила давления рабочей жидкости.

Гидродинамическую силу определяют, пользуясь законом изменения количества движения:

В момент срабатывания клапана его затвор перемещается от седла. Силы

Fтр> F₁₁ ремещению и

Fm₉ тр, Fnp Противодействуют ЄГО ПЄ-

где Q, |р — соответственно объемный расход и плотность жидкости; V\, V₂— средняя скорость жидкости соответственно на входе и выходе из клапанной щели; а/2 — угол отклонения потока в клапанной щели.

По завершению процесса открытия затвор может некоторое время находиться на неизменном расстоянии от седла, т. е. его перемещения при перепаде давления Ap^rr равны нулю. В этом случае

где Az — дополнительная деформация пружины за счет перемещения затвора.

При понижении давления на входе в клапан Ap^rrr затвор закрывается.

Направление массовой сіґльї F_m не постоянно. В начальный момент она противодействует, а в конечный, наоборот, способствует закрытию затвора. Однако при соприкосновении затвора и седла происходит резкое гашение скорости затвора, сопровождаемое ударом.

Клапаны системы распределения рабочей жидкости должны обеспечивать минимальные потери давления на них. Кроме того, при конструировании клапанов учитывают частоту их срабатывания, а также требования к их долговечности. В конструктивном отношении клапаны могут иметь различное исполнение, приемлемое для изготовления на конкретном промышленном предприятии и обеспечивающее работу насосов в нормальных условиях эксплуатации. Наиболее распространены клапаны для насосов с плоскими и коническими затворами. В отдельных случаях для насосов с малой подачей могут использоваться клапаны со сферическими затворами, а в тихоходных насосах низкого давления — шланговые (трубчатые) клапаны (рис. 3.14,(9).

Положительная особенность конических клапанов в том, что при a/d_K<0,05...0,07 и z/d_K<0,1 (а —ширина уплотнительного пояска, d_K— диаметр затвора, z — открытие клапана) можно добиться безударной посадки затвора на седло. Чем меньше угол конусности затвора, тем более плавно происходит его закрытие. Это объясняется тем, что контакт затвора с седлом имеет место на большой площади при малых удельных нагрузках. Образующаяся на поверхностях затвора и седла жидкостная пленка приобретает устойчивость к разрушению и этим обеспечивает износостойкость разделительных поверхностей. Недостатком конических клапанов является сложность обработки разделительных поверхностей в связи с тем, что в них имеется, по крайней мере, четыре высокоточных, взаимосвязанных между собой ~ поверхности (рис. 3.14, б). Кроме того, клапаны с малым углом конусности разделительных поверхностей характеризуются низкой пропускной способностью и, следовательно, большими перемещениями затвора. Это вызывает запаздывание этапов функционального цикла.

Клапаны с плоскими затворами (рис. 3.14, в) относятся к быстродействующим. Плавность посадки затвора на седло достигается за счет применения специальных тормозных устройств. Обычно тормозные устройства плоских затворов выполняются в виде дроссельных отверстий, расположенных напротив наружной кромки седла и частично перекрытых ею. В таких клапанах затормаживание затвора происходит В' непосредственной близости к седлу. Положительным качеством клапанов с плоскими затворами является простота их изготовления.

 

                                                      

Заключение

В курсовом проекте была спроектирована аксиально-поршневая гидромашина со следующими техническими характеристиками: объёмная постоянная V₀=32 , максимальное рабочее давление Рмах=40 МПа, номинальная частота вращения вала n=1500 об/мин., объёмный КПД 94% гидромеханический КПД 89%, аналог разрабатываемой гидромашины - РМНА.

В курсовом проекте был произведен предварительный и уточнённый расчёт гидромашины, рассчитана мощность гидромашины N=10 кВт и определён крутящий момент на её валу, который составил 207,9 Н·м. Также в курсовом проекте была проверена шпонка на срез и смятие на выходном конце вала и произведена проверка плотности и загруженности стыков. Определена скорость потока жидкости в окне распределительного диска и в окнах ротора, которые составили, соответственно, 1,55 м/с и 2,08 м/c.

 

 

Литература

 

1. Андрианов Д.Н. Проектирование аксиально-поршневой гидромашины: Практическое руководство по выполнению курсового проекта по курсу ''Объемные гидравлические и пневматические машины'' для студентов специальности Т.05.11.00. –Гомель: Учреждение образования ''Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого'', 2002. – 21 с.

2. Башта Т.М., Зайченко И.З., Ермаков В.В., Хаймович Е.М. Объемные гидравлические приводы, -М.: Машиностроение, 1969. - 512 с.

3. Справочник металлиста. Том I. Под редакцией С.А. Чернавокого и В.Ф. Рещикова -М.: Металлургия, 1976г. - 357 с.

4. Справочник расчетно-теоретический. Книга 1. Под редакцией А.А. Уманского, -М.: Машиностроение, 1962. - 476 с.

5. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Шнейдерович P.M. Расчет на прочность деталей машин. Справочное пособие. Под редакцией И.А. Биргера, -М.: Высшая школа, 1966. –342 с.

6. Цветные металлы и сплавы. Том 1. Под редакцией И.В. Кудрявцева, -М., Металлургия, 1967. –494 с.

 7. Куклин М.Г., Куклина Г.С. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1973.-382с.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х                                                                     

т. - 5-еизд., перераб. и доп., - М.: Машиностроение,1980. –Т.1 – 728с.