Содержание к диссертации
Введение
1. Аналитический обзор технических решений механических приводов гидромашин объемного действия. Постановка задачи исследования 9
2. Исследование строения и синтез структуры угольниковой механической передачи без избыточных связей 51
3. Алгоритм синтеза новой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашин 69
4. Проектирование, технология изготовления и экспериментальное исследование макетного образца объемной гидромашины 119
Основные результаты работы .135
Список литературы 137
- Аналитический обзор технических решений механических приводов гидромашин объемного действия. Постановка задачи исследования
- Исследование строения и синтез структуры угольниковой механической передачи без избыточных связей
- Алгоритм синтеза новой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашин
- Проектирование, технология изготовления и экспериментальное исследование макетного образца объемной гидромашины
Введение к работе
Актуальность работы. В настоящее время многие отрасли машиностроения испытывают потребность в машинах, преобразующих один вид энергии в другой с сохранением высокого КПД и надёжности работы, а также с возможностью плавного регулирования производительности.
Ведущая роль среди таких машин принадлежит гидравлическим, которые кроме преобразования энергии могут выполнять и другие функции, например, смазывание, перекачку жидкости и другие.
Рассматривая достоинства и недостатки механических приводов известных объемных гидромашин, можно выделить привод аксиально-плунжерной гидромашины с наклонной шайбой. Привода этих гидромашин отвечают всем необходимым требованиям, а так же имеют способность к доступной регулировке производительности. Но наряду со всеми достоинствами этого привода он имеет ряд недостатков, связанных со сложностью изготовления деталей, входящих в его конструкцию.
Разработанный нами механический привод, в основе конструкции которого лежит угольниковая передача, отвечает многим необходимым техническим требованиям, а также очень технологичен в изготовлении. На фоне простоты конструкции привода и изготовления составных его частей, он дополнительно дает способность к простой плавной регулировке производительности гидромашины, построенной на его базе, при этом гидромашина получает две зоны протекания рабочего процесса.
Гидромашина, основу которой составляет разработанный нами механический привод, может применяться во многих отраслях: в машиностроении, медицине, в химической промышленности, машиностроении, бытовой технике и др.
Цель диссертационной работы: Синтезировать простой по конструкции, технологичный механический привод объемной гидромашины с регулируемой производительностью.
Для достижения цели сформулированы следующие задачи исследования:
-
Анализ существующих технических решений механических приводов малорасходных гидромашин с регулируемой производительностью по критериям технологичности, механическому КПД.
-
Разработка принципиально нового схемного решения привода.
-
Изучение строения и синтез рациональной структуры реальной угольниковой механической передачи, положенной в основу механического привода гидромашины объемного действия.
-
Изучение кинематики и силового нагружения элементов угольниковой передачи, создание алгоритма конструирования привода гидромашины объемного действия.
-
Разработка схемных решений, параллельных структур, разгружающих ресурсоопределяющие связи.
-
Изготовление действующего макета объемной гидромашины с новым приводом и доказательство его работоспособности и конкурентоспособности.
Объектом исследования является механизм привода объемной гидромашины с постоянной и переменной производительностью.
Предметом исследования являются приводы механизмов объемных гидромашин, построенных на базе угольниковой передачи.
Методы исследования. При разработке и исследованиях в диссертационной работе использованы основные положения теоретической и прикладной механики, теории реальных машин и механизмов, экспериментальных исследований.
Научная новизна исследования состоит в:
- теоретическом обосновании схемного синтеза реальной угольниковой передачи с цельными и сборными жесткими уголками, а также податливыми уголками в качестве функциональных компенсаторов вредного влияния поля точности и повторяющихся связей;
- разработке схемных решений, разгружающих ресурсоопределяющие связи;
- в принципиальной возможности использования в параллельной (разгружающей) цепи зубчатых передач, активные поверхности зубьев которых образованы двухпараметрическим огибанием.
Практическая значимость работы заключается в:
- разработке оригинальных, закрепленных патентами простых, технологичных технических решениях привода объемной гидромашины с регулируемой производительностью на базе угольниковой передачи;
- разработке алгоритма проектирования привода такой машины;
- создании макетного образца гидромашины и испытательного стенда для его испытания.
На защиту выносятся:
-
схемное решение привода гидромашины объемного действия с регулируемой производительностью,
-
методика определения количества повторяющихся связей,
-
схемные решения по ослаблению вредного влияния избыточных связей,
-
разработка действующей модели привода.
Реализация результатов работы.
1. Изготовлен работоспособный макет привода объемной гидромашины с двумя рабочими зонами, на базе угольниковой передачи.
2. Изготовлен стенд для проверки работоспособности привода. Стенд используется при проведении практических занятий и лабораторных работах на кафедре механики ОмГАУ.
Апробация результатов исследования проходила в форме докладов по теме диссертации на ежегодных научных семинарах кафедры Теории механизмов машин и деталей машин ФГОУ ВПО ОмГАУ, кафедры ТММ ОмГТУ; на V научно – практической конференции аспирантов и соискателей «Методология в науках агропромышленного комплекса» 2008г., проходившей на базе ОмГАУ; на Международном научно – техническом форуме «Реализация Государственной программы развития сельского хозяйства и регулирование рынков сельскохозяйственной продукции, сырья и продовольствия: инновации, проблемы, перспективы» в 2009г., проходившем на базе ОмГАУ; на Международной научной конференции «Динамика систем, механизмов и машин» в 2009г., проходившей на базе ОмГТУ.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 12 печатных работ, из них статей 5, тезисов докладов 1, получено 4 патента на полезную модель, 2 информационных листка. Публикаций в изданиях из перечня ВАК и приравненных к ним 7 .
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов по работе, списка литературы из 109 наименований. Работа включает 66 рисунков, 2 графика и 1 таблицу. Основной текст работы изложен на 131 странице машинописного текста.
Аналитический обзор технических решений механических приводов гидромашин объемного действия. Постановка задачи исследования
Гидромашина называется объёмной, если её рабочий процесс основан на попеременном заполнении рабочей камеры жидкостью и вытеснении её из рабочей камеры. Под рабочей камерой объёмной гидромашины понимается ограниченное пространство внутри машины, периодически изменяющее свой объём и попеременно сообщающееся с местами входа и выхода рабочей жидкости.
Одним из видов объемных гидромашин являются роторные. К ним относятся объемные насосы с вращательным или вращательно-поступательным движением рабочих органов — вытеснителей. Жидкость в таких насосах вытесняется в результате вращательного (шестеренные и винтовые насосы) или вращательного и одновременно возвратно-поступательного движения вытеснителей относительно ротора (роторно-поршневые и пластинчатые насосы). Особенностью рабочего процесса роторных насосов является то, что при вращении ротора рабочие камеры переносятся из полости всасывания в полость нагнетания и обратно; это позволяет отказаться от всасывающих и нагнетательных клапанов.
По характеру движения вытеснителей приводы роторных насосов подразделяют на роторно-вращательные и роторно-поступательные; в первых рабочие органы совершают лишь вращательное движение, а во вторых — одновременно с вращательным еще и возвратно-поступательное движение относительно ротора.
Механизмы приводов роторно-вращательных насосов подразделяют на зубчатые и винтовые. В зубчатых ротор и вытеснитель имеют форму зубчатых колес, а жидкость перемещается в плоскости их вращения. В винтовых ротор имеет форму винта, который одновременно выполняет функцию вытеснителя, а жидкость в насосе перемещается вдоль осей вращения винтов. К роторно-поступательным относятся шиберные (в основном пластинчатые) и роторно-поршневые насосы. Различие между ними заключается не только в форме вытеснителей (пластин и поршней) и характере движения жидкости в насосе, но и в способе ограничения (образования) рабочих камер. Если в пластинчатом насосе рабочие камеры ограничены двумя соседними вытеснителями (пластинами) и поверхностями ротора и статора, то в роторно-поршневых насосах они образованы внутри ротора и замыкаются вытеснителями. Приводы роторно-поршневых насосов по расположению рабочих камер делятся [19, 106] на радиально – и аксиально-поршневые.
В задаче создания нового механизма привода объемной гидромашины, перспективным прототипом которой, по нашему мнению, служит привод аксиально – поршневого насоса с косой шайбой, но предлагаемое нами техническое решение принципиально и конструктивно отличается от существующих, при этом основное внимание в рамках настоящего исследования будет сосредоточено на удовлетворении критериев простоты и технологичности схемного решения и способности простого регулирования производительности машины в широком диапазоне. Кроме того, предлагаемое нами техническое решение механизма привода должно допускать модификацию и способность к совершенствованию, при котором достоинства конструкции будут доминировать над недостатками.
Шестеренный насос – роторно-вращательного типа, в котором вытеснителями являются зацепляющиеся зубья, а вытесняемые объемы замыкаются зубьями, находящимися в контакте с поверхностями колодцев под шестерни [90,91,101]. Приводы этих насосов выполняют с шестернями как внешнего (Рисунок 1.2), так и внутреннего зацеплений (Рисунок 1.3). Наиболее распространенными являются насосы первого типа, которые состоят из пары зацепляющихся между собой шестерен, помещенных в обхватывающий их корпус, имеющий каналы в местах входа в зацепление и выхода из него.
Шестеренные насосы с внутреннем зацеплением (Рисунок 1.3) сложнее в изготовлении, однако они обладают более высокой, производительностью по сравнению с насосами с внешним зацеплением при тех же габаритах, что объяснимо схемным решением [18]. Шестеренные насосы благодаря простоте схемного решения широко применяют как для подачи смазочного материала, так и в гидропередачах с дроссельным управлением давления и расхода рабочей жидкости. Выделим основные недостатки гидромашин с шестеренным приводом: - в связи с необходимостью повышения производительности насосов основные звенья изготавливают с малым числом зубьев, поэтому при значительном корригировании шестерен уменьшается коэффициент перекрытия, возникает опасность заострения зубьев и их интерференции; -неравномерность (пульсация) подачи жидкости; -высокая сложность торцевых регулируемых уплотнений, высокие требования по точности исполнения поверхностей трения; -механический КПД по данным некоторых источников у таких насосов находится в пределах 0,6…0,7. Для ослабления недостатков механизмов приводы шестеренных насосов используют различные конструкторские и технологические приемы. Поскольку в шестеренных насосах жидкость переносится со всасывающей стороны на нагнетательную во впадинах между зубьями шестерен, плотно охватываемых уплотнительными элементами, то для большей эффективности работы такого насоса необходимо, чтобы зацепление шестерен было также плотным. В противном случае жидкость будет переходить из области нагнетания в область всасывания. Поэтому по мере износа зубчатых колес объемный КПД насоса падает [98]. Для снижения сил, действующих на пару шестерен и торцевые уплотнения со стороны жидкости высокого давления, известны технические решения, описанные в [80, 81], которые сводятся к установке на ведущей и ведомой шестерни компенсаторов и подшипников на цапфах, размещенных в расточках корпуса.
Исследование строения и синтез структуры угольниковой механической передачи без избыточных связей
Угольниковая передача, получившая свое название благодаря конфигурации промежуточных звеньев, кинематически связывающих два вала с пересекающимися осями без преобразования параметров движения, известна давно, включена в справочную литературу по механизмам, например, в [52], однако она, как механическая передача она не состоятельна.
Несмотря на то, что угольниковая передача проста в изготовлении, так как все детали конструкции имеют правильную цилиндрическую форму, однако в этой передаче наличествуют повторяющиеся связи, причем в связях промежуточного тела с основными наблюдается неустранимое значительное скольжение, что в совокупности с неопределенностью распределения трансформируемого силового потока в связях, приводит к значительным потерям и, как следствие, к малому ресурсу узлов трения, существенно уступающему ресурсу конических зубчатых передач.
Тем не менее, обратимся к схеме угольниковой передачи, имея в виду реализацию ее потенциальных кинематических возможностей для приводов объемных гидромашин с переменной производительностью. Активные поверхности основных звеньев в этой передаче в связях 1 и 2 (Рисунок 1.27) исполнены круговыми цилиндрами, позволяющими в каждой связи реализовать два относительных движения – поступательное и вращательное. В процессе передачи движения между основными звеньями, которое совершается с постоянным передаточным отношением, равном единице, в этом движении промежуточные звенья 3 относительно основных звеньев 1 и 2 совершают вращательное и поступательное движения.
Отметим, что при использовании угольниковой передачи в качестве привода объемной гидромашины, мы обеспечиваем в контактах основных деталей механизма постоянную и обильную масляную среду, что значительно снижает силу трения при работе в узле блоков цилиндров и промежуточных звеньев.
Известна угольниковая передача (Рисунок 2.1), состоящая из двух основных звеньев 2 и 4, совершающих вращательное движение относительно стойки 1 вокруг пересекающихся осей 02 и 04. В ряде источников, например, в [48], угол пересечения осей ограничивается значением /2, на наш взгляд, это не обязательно. Основные звенья соединены промежуточным звеном — уголком 3, активные поверхности которого в связях А и В исполнены круговыми цилиндрами, позволяющими в каждой из связей реализовать два относительных движения – вращательное и поступательное. В процессе передачи движения между основными звеньями, которое совершается при постоянной передаточной функции скорости, равной единице, в этом движении промежуточное звено 3 совершает относительно стойки поступательное движение, а по отношению к звеньям 2 и 4 вращательное и поступательное, причем кинематические параметры относительного движения уголка 3 по отношению к звеньям 2 и 4 являются связанными, т.е. независимых движений, реализуемых в связях, будет только два. Скорость относительного вращательного движения совпадет со скоростью вращения основных звеньев относительно стойки, а параметры поступательного движения зависят как от скорости основного вращения, так и от расстояния связей А и В осей вращения основных звеньев и угла между осями О2 и О4. Рассмотрим строение передачи с неизменным и переменным углами пересечения осей основных звеньев и с этой целью вначале определим подвижность передачи по известным зависимостям, разработанным для плоских и пространственных схем. При исследовании будем придерживаться алгоритма, изложенного в нашей работе [14].
Алгоритм синтеза новой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашин
Взяв за основу схемного решения угольниковую передачу, нами разработаны технические решения механических приводов для объемных гидромашин с постоянной и переменной производительностью. Решения отличает конструкторское исполнение промежуточных звеньев. Предлагаемые технические решения обладают простотой, технологичностью, допускают регулировку производительности, новизна решений подтверждена патентами РФ [84, 85] и информационным листком [65]. Все элементы конструкции предлагаемой механической части гидромашины имеют простейшие и симметричные геометрические формы, поэтому предлагаемые технические решения представляются технологичными и, следовательно, конкурентными предложениями. Гидромашина с механическим приводом, построенным на базе угольниковой передачи, относится к типу машин с малым расходом и низким рабочим давлением. Как было показано схема предлагаемой гидромашины (Рисунок 3.1а) допускает возможность регулирования производительности. С этой целью корпус исполняется двумя деталями (блоками), имеющими возможность дополнительного управляемого движения, приводящего к изменению угла пересечения осей блоков цилиндров, при этом конструкция промежуточных звеньев (уголков) должна допускать изменение этого угла (Рисунок 3.1б). Главными признаками, отличающими предлагаемую конструкцию от существующих, является: отсутствие наклонной шайбы, сложность изготовления которой и проблемная связь шайбы с плунжерами являются определяющими недостатками аксиально –поршневого насоса с наклонной шайбой. Вместо нее мы добавляем еще один блок цилиндров, расположенный под тем же углом что и шайба.
Для этапа эскизного проектирования механической системы достаточно обратиться к кинематической модели движения. Как известно, кинематическая модель движения, являясь моделью движения первого приближения, учитывает протяженность (размеры) звеньев и характер связи между ними, а поскольку характер связей в предлагаемой схеме уже определен, выделим группу размеров, определяющих основные параметры технического предложения и установим их связь с изменяемым рабочим объемом, составляющим основу технического задания на проектирование избранного объекта.
Определяющими передачу размерами будут D – диаметр расположения геометрических центров рабочих цилиндров, d – диаметр активных поверхностей уголков (плунжеров), – угол между осями основных звеньев.
При фиксированном угле движение уголков – поступательное, оно является результатом сложения двух встречных вращений, параметры которых равны по модулю и противоположны по направлению. Одно вращение является переносным со скоростью «1», второе относительным со скоростью «-1».
Поступательное скольжение следует отнести к полезному, поскольку оно непосредственно связано с изменением объема рабочих камер, а вращательное относительное скольжение является вредным и при наличии неизбежного перекоса осей реальных активных поверхностей в перспективе предстоит разработать специальную форму уплотнительного элемента (Рисунок 3.2) или исполнять уголок составным. Это, в свою очередь, усложнит конструкцию, что нежелательно, однако такая мера является вынужденной из-за больших
Указанное изменение объемов камер насоса за один цикл является рабочим объемом V, а за единицу времени — средней теоретической (расчетной) подачей, которую также называют геометрической или идеальной подачей и обозначают QТ. Величину рабочего объема будут определять основные параметры механизма привода проектируемой гидромашины. В нашем случае, как было показано выше, к ним относятся: угол изгиба плунжеров , диаметр плунжеров d и диаметр окружности их расположения D (Рисунок 3.4).
Основные конструктивные параметры выбираются в зависимости от технического задания на создание гидромашины (ТЗ), а также проектных расчетов и эмпирических рекомендаций, полученных из опыта создания подобных машин [19]:
Число колебаний равно произведению числа оборотов насоса на число цилиндров – для четного числа цилиндров и удвоенному значению этого произведения - для нечетного числа цилиндров. Из графиков видно, что амплитуда пульсаций подачи при нечетном числе цилиндров значительно меньше, чем при четном. Последнее объясняется тем, что при четном числе цилиндров каждая пара их расположена диаметрально противоположно, т.е. в крайнем положении (на нейтральной оси) одновременно будут находиться два цилиндра. Очевидно, что колебания расхода (потока) жидкости вызовут дополнительно колебания давления на выходе насоса, амплитуда которых в процентном отношении будет превышать амплитуду колебания расхода. Пульсации потока и давления крайне нежелательны, могут привести к нарушению герметичности стыков, вызвать вибрацию элементов арматуры и др. [18]. Определение утечек жидкости через зазоры, образованные сопрягаемыми деталями является важной задачей в теории гидропередач. Во многих случаях именно возможность устранения или уменьшения утечек предопределяет достоинства того или иного технического решения. Как показано в [30], утечки жидкости зависят от величины зазора, от вязкости жидкости, от перепада давления и от скорости относительного перемещения деталей. В основном утечки зависят от величины зазора. При уменьшении зазора утечки жидкости снижаются. Однако при очень малых зазорах, вследствие температурных деформаций, возможны заклинивания сопрягаемых деталей и нарушение нормальной работы гидропередачи. Определение минимально допустимого зазора – сложная задача, так как сопрягаемые детали работают в различных температурных режимах, установить которые расчетным путем во многих случаях не представляется возможным. Поэтому при выборе зазора необходимо руководствоваться главным образом опытными данными, при которых величина зазора принимается с некоторым запасом, гарантирующим нормальную работу гидропривода, а также техническими требованиями на изготовление, приведенными в главе 4 настоящей диссертации.
Проектирование, технология изготовления и экспериментальное исследование макетного образца объемной гидромашины
Ведомый блок цилиндров, имеет на торце, обращенном к золотнику (золотник установлен по оси ведомого блока цилиндров), разделенные перемычками, распределительные окна (Рисунок 4.3). Цилиндры блока соединены радиальными окнами с кольцевой проточкой на золотнике, которая разделена двумя перемычками на две полости: всасывания и нагнетания. Каждая полость соединена осевыми отверстиями в золотнике с соответствующим штуцером, всасывающим (подводящим) и нагнетательным (отводящим), все исполнено близко к нашему патенту [85].
Реальная угольниковая объемная гидромашина снабжена вторым (ведущим) блоком цилиндров, который приводится в движение от специального привода.
Кроме того, гидромашина содержит плунжера, которые выполнены со сквозными отверстиями (расположенными под тем же углом, что и цилиндры с корпусом), посредством которых происходит всасывание и нагнетание у ведомого блока цилиндров.
Гидромашина работает следующим образом: вращение от ведущего блока цилиндров 3 промежуточными звеньями 4 передается ведомому блоку цилиндров 2, при этом плунжера поочередно перемещаются в цилиндрах, совершая рабочее движение.
Блоки цилиндров, как и все остальные детали гидромашины, изготавливали на оборудовании «Омскагрегат» г. Омск и учебной мастерской ОмГАУ, поэтому точность их изготовления зависела от точности оборудования, квалификации исполнителей и точности инструмента.
Жесткие промежуточные звенья, изготовлены в форме плунжера с постоянным углом изгиба. От прутка отрезалась заготовка необходимой длины l. На всю длину заготовки просверливалось отверстие диаметром d1, которое служит соединяющим каналом для двух рабочих полостей, расположенных в разных рабочих цилиндрах механизма привода угольниковой гидромашины. По образующей плунжера в середине сделаны проточку для облегчения изгиба плунжера, а так же для уменьшения напряжения в месте изгиба (Рисунок 4.5).
Сложность этого этапа изготовления состоит в том, что все плунжера практически невозможно точно изогнуть на одинаковый угол, что в дальнейшем отрицательно влияло на сборку и работоспособность механизма угольниковой передачи.
Жесткие промежуточные звенья (Рисунок 4.5) отличаются от известных конструкций углом изгиба и наличием сквозных осевых отверстий. При использовании в гидромашине промежуточного звена такой конструкции распределение жидкости можно производить через золотник, установленный в одном из блоков цилиндров (на Рисунке 4.3 в правом).
Испытания выявили недостаток жесткого промежуточного звена, заключающийся в его неспособности компенсировать первичные неточности изготовления и монтажа деталей угольниковой передачи, о влиянии которых подробно изложено в главе 3 настоящей диссертации и показаны пути ослабления первичных ошибок.
Как показали испытания, заметную роль играет точность угла изгиба промежуточных звеньев и расположения осей блоков цилиндров, а также неточность распределения цилиндров по окружности в блоке.
От калиброванного прутка диаметром d отрезается два равных куска длиной l1, в них сверлится сквозное отверстие диаметром d1. Отрезается упругий элемент длиной , равной длине плунжера l, в нашем случае упругим элементом является стандартный витой металлический трос диаметром d1.
Требования к чистоте обработки основных элементов гидромашине применяются такие же, как для основных элементов привода аксиально-плунжерного гидронасоса, эти требования приведены в главе 1 настоящей диссертации.
При обработке цилиндров в блоке необходимо строго выдерживать параллельность их осей и точность их углового расположения. При изготовлении рабочего блока угол между цилиндрами составлял 60 , при этом необходимо чтобы оси цилиндров располагались точно на окружности DР (Рисунок 4.11), что достигается обработкой цилиндров с одной установки в приспособление.
Для сравнительной оценки работы разработанных насосов на базе угольниковых передач был изготовлен испытательный стенд (Рисунок 4.12, Рисунок 4.13). Конструкция стенда позволяет одновременно испытывать машину, в которой установлены от одного до шести промежуточных звеньев. Стенд состоит из двух опор 1 и 2 с подшипниками качения, одна из них закреплена на неподвижной части стола 10, другая на подвижной части стола 11. Поворотный стол 11 предназначен для изменения угла между рабочими частями промежуточных звеньев (плунжеров) от 0 до 90, с целью изменения производительности и картины силовых нагрузок. Поворот стола производится относительно общей опоры с неподвижным столом. Величина угла контролируется по нанесенной градуировке.
В опорах установлены валы угольниковой передачи. В стенде валы представляют собой блоки с шестью цилиндрами каждый, такая конструкция валов позволяет проверенные на стенде блоки цилиндров использовать для практического применения в объемной гидромашине.
Вращение от вала электродвигателя с редуктором 12 передается через подвижную муфту 7 на ведущий вал угольниковой передачи. Электродвигатель закреплен с возможностью поворота статора от реактивного момента: в передней части он соединен с валом ведущего звена шлицевой муфтой 7, позволяющей быстрое отсоединение от вала. В задней части опора 6 представляет собой кронштейн и регулировочный винт, который заостренным концом входит в центральное отверстие вала электродвигателя. Электродвигатель выполнен совместно с редуктором.
