Đồ Án môn học máy thủy lực dạng thể tích chủ Đề máy bơm thể tích trong hệ thống máy mài

Sự tiếp xúc của cánh gạt với biên dạng stato 3 được thực hiện bằng cách: khi khởi động máy – lực ly tâm ép các cánh gạt vào bề mặt trong của stato; khi làmviệc – lực ly tâm và áp suất né

PHÂN HIỆU KALUGA

KHOA КМК

Bộ Môn К2—КF

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

«Máy Thủy Lực Dạng Thể Tích»

Chủ đề: Máy bơm thể tích trong hệ thống máy mài

Thực hiện: Nguyễn Trung Dũng Lớp GPA—81

Hướng dẫn: Савельев А.И

[BẢN DỊCH]

Mục lục

1 Tính toán thủy lực 4

1.1 Lựa chọn sơ đồ nguyên lý máy bơm 4

1.2 Xác định các thông số năng lượng và đường kính trục quay máy bơm 5

2 Tính toán Stato……… 9

3 Xác định ứng suất tiếp xúc và kích thước hình học đầu mút cánh gạt… 11 4 Tính toán lực tác dụng lên cánh gạt……… 12

5 Tính toán đĩa phân phối……… 14

6 Tính toán đường kính ống dẫn hút và ống dẫn đẩy……… 16

7 Tính toán lực ép lên Stato của đĩa phân phối Tính toán lò xo………… 17

7.1 Tính toán lực ép lên Stato của đĩa phân phối……… 17

7.2 Tính toán lò xo……… 18

8 Lựa chọn ổ trục quay……… 20

9 Tính toán độ bền……… 21

9.1 Tính toán liên kết then dưới tác dụng nén……… 21

9.2 Tính toán liên kết then dưới tác dụng cắt……… 21

10 Tính toán hiệu suất máy bơm……… 22

10.1 Xác định hiệu suất cơ học và hao phí cơ học……… 22

10.2 Xác định hiệu suất thủy lực và hao phí thủy lực……… 24

10.3 Xác định hiệu suất thể tích và hao phí thể tích……… 24

10.4 Xác định hiệu suất toàn phần của máy bơm……… 26

Tài liệu tham khảo……… 27

Lời dẫn

Các máy bơm cánh gạt kiểu Г là các máy bơm không thể điều chỉnh vớihướng dòng chất lỏng công tác cố định Các máy bơm này có công dụng để cungcấp dòng chất lỏng công tác dưới áp suất cao vào các hệ thống thủy lực trên cácmáy công cụ

<KHÔNG DỊCH>

1 TÍNH TOÁN THỦY LỰC

1.1 Lựa chọn sơ đồ nguyên lý máy bơm.

Sơ đồ nguyên lý máy bơm được lựa chọn có giá trị áp suất là р 2bb Khi р 2bb < 7

hiện ở hình.1

Hình.1 Sơ đồ nguyên lýTrên roto 1 chế tạo các rãnh để đặt vào đó các cánh gạt 2 (dạng tấm hình

chữ nhật) Sự tiếp xúc của cánh gạt với biên dạng stato 3 được thực hiện bằng cách:

khi khởi động máy – lực ly tâm ép các cánh gạt vào bề mặt trong của stato; khi làmviệc – lực ly tâm và áp suất nén (áp suất nén của quá trình đẩy) của chất lỏng, được

dẫn vào cách rãnh theo kênh tròn 4 Stato định hướng 3 được chế tạo sao cho, thể

tích làm việc của khoang 5 trong một vòng quay thực hiện 2 lần tăng và 2 lầngiảm, có nghĩa là 2 lần diễn ra quá trình hút và đẩy chất lỏng làm việc, bởi vậymáy bơm dạng 2 được gọi là tác động kép Tóm lại, máy bơm được thiết kế có 2khoang hút và 2 khoang đẩy, trong đó khoang hút nối thông với đường ống 6,khoang đẩy được nối thông với đường ống 7 Để giảm bợt lực hướng tâm tác độnglên roto nên thiết kế số khoang làm việc chẵn, tức là số cánh gạt cũng phải là chẵn

Áp suất nén (đẩy) của chất lỏng làm việc, được dẫn vào kênh tròn 4, đối vớicác cánh gạt được phân bố trong vùng nén (đẩy), dù lớn hay nhỏ được cân bằng bởi

áp suất màng dầu tại vị trí tiếp xúc của các cánh gạt với biên dạng stato Bởi vậy sựmài mòn lớn stato tại các đoạn trong vùng nén không được tính đến Trên các cánhgạt, nằm trong vùng hút, được tác dụng bởi lực

P=p 2bb Bb,

Ở đó В — chiều rộng roto ; b — chiều dày của các cánh gạt Khi áp suất

quá trình nén (đẩy) cao lực này làm xuất hiện sự mài mòn stato định hướng vàcánh gạt, làm giảm tuổi thọ của máy bơm

1.2 Xác định các thông số năng lượng và đường kính trục quay

1 Xác định thể tích làm việc của máy bơm.

3

3 0

53,8 10

55,46 970

b Q

Q p N

ở đó   30 49 МPа – ứng suất tiếp định mức đối với thép 45.

Đối với sự thay đổi chiều quay lựa chọn then hoa với biên dạng răng hình

4 Xác định kích thước cơ bản của stato và roto.

Lưu lượng lý tưởng của máy bơm Q được xác định bởi các kích thước0

hình học của chính nó, kí hiệu theo hình.2

=0 – góc nghiêng của cánh gạt với phương hương tâm

Để đảm bảo tốt nhất lấp đầy khoang công tác:

а) bán kính roto r được chon nhỏ hơn r0 Biểu thức r = r0 – r, ở đó

theo 2 hướng

Khi xác định các thông số hình học cần phải kiểm tra điều kiện:

r= r0–rr min

Bán kính nhỏ nhất của roto r min xác theo công thức sau:

 

5( ) 12,5 1 3 2 17 ,

r        a a l r      l  l mm

Ở đó D – đường kích ngoài của then hoa;

а – khe hở giữa trục quay và đầu mút phần tử phân phối (а1mm), lấy

l1 – Chiều dài lớn nhất của các cánh gạt vươn ra khỏi roto;

Các cánh gạt phân bố hương tâm, bởi vậy l1  R r

Hình 2 Sơ đồ cấu trúc máy bơm cánh gạt.

Để đáp ứng tất cả các yêu cầu trên cần phải đưa ra một vài lần tính gầnđúng, tính toán được thể hiện ở bảng 1

Để xác định kích thức B – chiều rộng roto, theo biểu thức (*), tính gần đúnglần 1 với bề dày cánh gạt b, b=0

Xác định giá trị chính xác chiều dài của roto:

cos 24

2 TÍNH TOÁN STATO ĐỊNH HƯỚNG

2.1 Lựa chọn biên dạng cong của stato

Biên dạng của stato cần phải loại bỏ được sự thay đổi hữu hạn và tức thời vậntốc các cánh gạt so với roto Bởi vì sự thay đổi vận tốc tức thời hữu hạn đó dẫn tớilực ly tâm theo lý thuyết sẽ tăng tới vô cùng Và nó sẽ làm cho các cánh gạt tách rờikhỏi biên dạng stato, dẫn tới làm tăng nhanh quá trình mài mòn cánh gạt và stato Vậy lựa chọn đường cong stato cần phải đáp ứng các điều kiện sau:

1 Vận tốc các cánh gạt so với rôt cần phải thay đổi êm đều từ 0 với giá trị cựcđại, sau đó lại giảm êm đều tới 0

2 Vận tốc ly tâm cần phải vượt qua vận tốc tương đối một giá trị, sao chotích giá trị đó với khối lượng cánh gạt lớn hơn giá trị lực ma sát cánh gạt với rãnhcủa roto

Từ thực nghiệm người ta có kết luận: Các phương trình đường cong biêndạng stato sẽ thỏa mãn được các yêu cầu trên khi sự thay đổi gia tốc cánh gạt códạng đồ thị hình sin

Lấy số cánh gạt z=12 Khi đó lưu lượng các cánh gạt hút vào và đẩy ra lànhư nhau tại mọi vị trí bất kỳ của roto Hiệu quả của việc này làm loại bỏ đitrường hợp lưu lượng của máy bơm có dạng mạch động

Trong máy bơm các cánh gạt được phân bố hướng tâm (phân bố đều dạngtròn), bởi vậy lực hướng tâm tác dụng lên roto coi như không tính đến

ứng với máy bơm thuận nghịch

2.2 Xác định tọa độ đường cong Stato

Phụ thuộc vào qui luật thay đổi gia tốc các cánh gạt theo góc quay của roto

mà tọa độ đường cong biên dạng được tính toán theo các công thức sau:

Khi qui luật thay đổi có dạng hình sin – hình.3, ta có:

0 0

2

2 2

2

22

2

R r a

Trong các phương trình trên: ,  - các tọa độ của các điểm của đường cong stato; d

dt – vận tốc tương đối của các cánh gạt so với roto; d22

/ 3

0,58 (1 cos6 ) [ / ]59,15sin 6 [ / ]

Hình.3 Sự thay đổi gia tốc tương đối của các cánh gạt

so với góc quay roto theo dạng hình sin Bảng 2

,

N

Điể m

3 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT TIẾP XÚC VÀ KÍCH THƯỚC HÌNH

HỌC ĐẦU MÚT CÁNH GẠT

Trong phần này chúng ta xác định hình dáng đầu mút cánh gạt tiếp xúc vớibiên dạng stato Hình dáng đầu mút phụ thuộc vào lực hướng tâm tạo bởi áp suấtchất lỏng

Trong các máy bơm, được thiết kế theo sơ đồ 1, các cánh gạt được ép vàostato bởi lực ly tâm và áp suất nén chất lỏng được dẫn vào vành tròn phía dưới cáccánh Tại vị trí tiếp xúc của cánh gạt với stato xuất hiện ứng suất tiếp xúc, ứng suấtnày được xác định theo công thức sau:

1 2

Ở đó l - chiều dài lớn nhất của phần cánh gạt vươn ra khỏi roto;1

l - chiều dài nhỏ nhất của phần cánh gạt nằm trong rãnh roto.2

Trong tính toán thiết kế thường lấy tỉ lệ 1

8 9,36 17,36 mm

Lấy l17,5mm l; 18mm l; 29,5 mm

Lực P1 là lực tác dụng của thành rãnh trên roto lên cánh gạt theo phương

vuông góc với phương chuyển động Tại điểm cánh gạt tỳ lên mép roto, cánh gạt

chịu tác dụng của lực P p B b   , ở đó p - là áp suất

Phần cánh gạt vươn ra khỏi roto chịu áp lực phân bố bởi áp suất chất lỏngcông tác, áp lực tổng hợp tác dụng trực tiếp lên đoạn cánh gạt l một lực1

1 1

2

1 2

2

q

q q

P l P

5 TÍNH TOÁN ĐĨA PHÂN PHỐI

Cửa sổ trên đĩa phân phối được thiết kế nhằm:

1) đối với sự bít kín: đảm bảo che lấp hoàn toàn giữa các khoang áp suất cao

Để đảm bảo yêu cầu 1 , máy bơm cần thỏa mãn 1>0 và 2>0 (hình.5.)

Ở đó 1 – giá trị che lấp với đoạn stato có bán kính lớn không đổi R;

2 – giá trị che lấp với đoạn stato có bán kính nhỏ không đổi r0

1 và 2 xác định theo các công thức sau:

Để đảm bảo khả năng thuận nghịch mà không cần thay đổi đĩa phân phối các

khoảng cách h1 và h2 – được thiết kế giống nhau

Hình 5 Hình dạng của đĩa phân phối

Khoảng cách từ trục tới cửa sổ của đĩa phân phối là:

0 1

6 TÍNH TOÁN ĐƯỜNG KÍNH ÔNG DẪN HÚT

7 TÍNH TOÁN LỰC CỦA ĐĨA PHÂN PHỐI LÊN THÀNH STATO.

TÍNH TOÁN LÒ XO

7.1 Tính toán lực của đĩa phân phối lên thành Stato.

Sơ đồ đĩa nén như hình 6

Hình 6 Đĩa phân phối

Lực ấn của đĩa phân phối được tính theo công thức sau:

2

Ở đó F п– Diện tích tiếp xúc đĩa phân phối và stato.

Lực đẩy tác dụng lên đĩa phân phối được tính theo công thức:

Lực nén đơn vị của đĩa phân phối ép lên bề mặt tỳ đỡ cần phải đảm bảo bít kíntại bề mặt tiếp xúc của roto và stato, khi mà trường hợp máy bơm được lặp đặt chotrục quay theo phương đứng Lực nén đơn vị được tính theo công thức:

,(**)

lx lx

d - Đường kính ngoài của đĩa phân phối;

d – Đường kính lỗ trục của đĩa phân phối;

G – trọng lượng đĩa phân phối và roto cùng với các cánh gạt.

Xác định lực ép khi biến dạng cực đại:



n – số vòng quay của trục trong 1 phút

Đối với ổ trục quay №50204:

Tuổi thọ làm việc của ổ trục dạng cầu hướng tâm làm việc khoang 1000 giờ

Mà máy bơm thiết kế làm việc khoảng 5000 giờ Vậy ổ trục quay được chọn hoàntoàn tin cậy

9 TÍNH TOÁN ĐỘ BỀN

9.1 Tính toán tính chịu nén của liên kết then

6 0

3

tr a

x

d h l К

h — chiều cao then, h6 мм;

l — chiều dài then, l 16 mm;

0

Điều kiện kiểm tra thỏa mãn, liên kết then chịu nén tốt

9.2b Tính toán tính chịu cắt của liên kết then

6 0

3

tr a

x

d b l К



Ở đó o — ứng suất cắt giới hạn của then,  0 350 МPа

Điều kiện kiểm tra thỏa mãn, liên kết then chịu cắt tốt

10 TÍNH TOÁN HIỆU SUẤT MÁY BƠM

Một phần công suất cung cấp cho máy bơm bị mất đi vô ích gọi là tổn thấtnăng lượng Tổn thất năng lượng ở máy bơm chia ra thành tổn thất cơ học, tổn thấtthể tích, tổn thất thủy lực Một dạng đều được đánh giá bởi hiệu suất tương ứng

10.1 Xác định hiệu suất cơ học và tổn thất cơ học.

Tổn thất cơ học – là tổn thất hiệu suất để vượt qua lực ma sát trong các chi tiếtđộng và trong các khâu của hệ thống thủy lực

c 1 c

i

N N

И-20 (với  - độ nhớt của dầu,  - khối lượng riêng của dầu );

trục quay và mặt mút của đĩa phân phối

3 Tổn thất trên ma sát trong các rãnh của rotoN c3:

Lực ma sát của các cánh trong rãnh roto trong tính toán có thể bỏ qua, nghĩa

là chúng rất nhỏ N c3  N c2 & N c1

4 Tổn thất bởi ma sát tại ổ trục quay:

4 тsтssq c

ở đó М – mômen quay tạo bởi lực ma sát trong ổ trục quay; тsтss

Ma sát trong ổ trục quay khi tính toán bỏ qua

где p – tổn thất áp suất để vượt qua ma sát và các kháng trở cục bộ trong

đường dẫn của máy bơm từ cửa vào qua khoang công tác tới cửa ra

0 0

2

p 0

i

N N

      

10.2b Xác định hiệu suất thủy lực và tổn thất thủy lực.

Tổn thất thủy lực – là tổn thất công suất để vượt qua các kháng trở thủy lực

1

t

b

P P

1) Tổn thất vì không đổ đầy bởi vì có không khí trong khoang công tác Người

ta đánh giá hệ số không đổ đầy kd Lấy kd 0,95

2) Rò rỉ từ khoang công tác – là tổn thất liên quan tới rò rỉ chất lỏng từ khoangcông tác qua các khe hở, các lỗ và không bít kín của các cơ cấu phân phối Tổnthất này được đánh giá bởi hệ số r

1

kd

y r

u

Q Q







 

d 3М =0,066 m – đường kính ngoài roto;

2.3 Q у3- rò rỉ qua các lỗ giữa đầu mút cánh gạt với đĩa phân phối

R r

z Q

3,29 10

y r

u kd

Q Q

Hiệu suất thể tích của máy bơm: оQ b 0,984

10.4 Xác định hiệu suất toàn phần của máy bơm

0,929 0,999 0,984 0,913

c t о

Tài liệu tham khảo.

1 Анурьев В И Справочник конструктора-машиностроителя, т 1-3,М., Машиностроение , 1979

2 Башта Т М., Зайченко И З Объемные гидравлические приводы, М.,Машиностроение 1969

3 Зайченко И З., Мышлевский Л М Пластинчатые насосы игидромоторы, М., Машиностроение, 1970

4 Зуев А В Курс лекций по курсу “Объемные гидромашины игидропередачи ”

5 Федоренко В А., Шошин А И Справочник помашиностроительному черчению, издание 14, М., Машиностроение1981

6 Методическая литература КФ МГТУ