автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Синтез механического привода объёмной гидромашины с регулируемой производительностью

На правах рукописи

(У^¡$ .

КАРБАИНОВА СВЕТЛАНА НИКОЛАЕВНА

СИНТЕЗ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ С РЕГУЛИРУЕМОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬЮ

Специальность 05.02.02 - Машиноведение, систем приводов машин

и детали машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

17 АПР 2314

0мск-2014

005547285

Работа выполнена на кафедре «Теория механизмов и машин» Федерального государственного бюджетного учреждения высшего профессионального образования «Омский государственный технический университет»

Научный руководитель-: доктор технических наук, профессор

Балакин Павел Дмитриевич

Официальные оппоненты: - доктор технических наук, профессор

Галдин Николай Семенович заведующий кафедрой ПТтМ и гидропривода ФГБОУ ВПО «Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия»

- кандидат технических наук, профессор Кузнецов Эрнст Андреевич профессор кафедры Технической механики Омского автобронетанкового инженерного института

Ведущая организация: ОАО «Высокие технологии» (г.Омск)

Защита диссертации состоится мая 2014г. в 14 часов на заседании совета по защите диссертаций Д 212.178.11 при ФГБОУ ВПО «Омский государственный технический университет» по адресу: 644050, г.Омск, пр. Мира, 11, корпус 6, ауд.340, тел./факс: (3812) 65-64-92, e-mail: dissov_omgtu.ru.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета.

Автореферат разослан « у» апреля 2014 г.

Ученый секретарь совета Д 212.178.06, к.т.н., профессор

В.Н.Бельков

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

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:

1. Анализ существующих технических решений механических приводов малорасходных гидромашин с регулируемой производительностью по критериям технологичности, механическому КПД.

2. Разработка принципиально нового схемного решения привода.

3. Изучение строения и синтез рациональной структуры реальной угольниковой механической передачи, положенной в основу механического привода гидромашины объемного действия.

4. Изучение кинематики и силового нагружения элементов угольниковой передачи, создание алгоритма конструирования привода гидромашины объемного действия.

5. Разработка схемных решений, параллельных структур, разгружающих ресурсоопределяющие связи.

6. 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:

1. схемное решение привода гидромашины объемного действия с регулируемой производительностью,

'2. методика определения количества повторяющихся связей,

3. схемные решения по ослаблению вредного влияния избыточных

связей,

4. 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, приложения. Работа включает 66 рисунков, 2 графика и 1 таблицу. Основной текст работы изложен на 131 странице машинописного текста.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, определены цели и задачи исследования, показаны научная новизна и практическая значимость полученных результатов.

В первой главе представлен аналитический обзор технических решений механических приводов гидромашин объемного действия. Представлено авторское техническое решение механизма привода насоса объемного действия

Избрав в качестве основных критериев степень сложности конструкции и технологичность элементов механизмов привода объемных гидромашин с регулируемой производительностью, проанализированы известные, реализованные серийно схемы и конструкции механизмов.

Так, широкое применение в современной технике получили шестеренные гидромашины, главным образом насосы, способные создать давление в широком диапазоне значений и успешно работающие с жидкостями различной вязкости, например, с авиационным керосином, спиртом и вязкими маслами. Несмотря на кажущуюся простоту конструкция шестеренного насоса содержит сложные авторегулируемые торцовые уплотнения, активные поверхности которых требуют высокой точности изготовления. Кроме того для увеличения подачи (расхода) шестерни должны иметь увеличенный объем впадин между зубьями, что достигается за счет малого числа зубьев, изготовление которых требует глубокого положительного корригирования, а это сопровождается уменьшением до предельных значений коэффициента перекрытия и возникновения интерференции в форме заострения зубьев, то есть технологически шестеренные гидромашины являются сложным объектом. Регулирование на ходу производительности в таких гидромашинах возможно либо частотным управлением двигателя, либо дросселированием рабочей жидкости в напорной магистрали. Близкими к обозначенным свойствам обладают и винтовые машины, в которых дополнительно возникает осевое давление, которое интегрируясь, должно восприниматься опорами винтовых роторов.

Получили распространение роторно-пластинчатые гидро, пневмо, вакуумные машины, их отличает высокая скорость относительного скольжения активных элементов. Эта скорость равна периферийной окружной скорости движения пластин, которые дополнительно совершают радиальные перемещения в пазах ротора. Конструкция машин, особенно с регулируемым расходом, управляемым за счет изменения эксцентриситета ротора, достаточно сложна, требования к точности исполнения элементов и их шероховатости высокие, тем самым объект также нельзя отнести к технологичным.

Еще более сложным по конструкции являются роторно-поршневые гидромашины с радиальным или осевым движением поршней. Приводы этих

машин, как правило, имеют пространственную схему, корпусная деталь и подвижные связи конструктивно и технологически сложны, требования к точности исполнения основных элементов высокие. Особенно сложными объектами этого семейства являются гидромашины с регулируемой производительностью, в которых помимо частотного регулирования используется изменение параметров рычажной схемы привода. В схемах с изменяемым углом установки косой шайбы используется специальная кинематическая цепь управления и трудноразрешимая проблема динамического уравновешивания привода (Рисунок 1).

Поиск схемных решений простого механизма гидравлического насоса с регулируемым в широком диапазоне расходом является актуальной задачей. Это приводит к обращению к схемам передач, которые в принципе известны специалистам, но не получили широкого распространения в традиционных приводах, поскольку имеют ряд недостатков, снижающих показатели их работоспособности.

Угольниковая Аксиально-плунжерные

гидромашина гидромашины

Рисунок 1. Схемы приводов с переменной производительностью

Одной из таких передач является угольниковая передача, передающая вращение между пересекающимися осями валов.

Первое упоминание о механизме угольниковой передачи было в 1899г. В американской книге «1800 Mechanical movements. Devices and appliances» .В отечественной литературе угольниковая передача (Рисунок 2) представлена в справочнике «Механизмы», изданного под редакцией С.Н. Кожевникова, в 197бг; В учебниках И.И. Артоболевского, С.И. Артоболевского и С.Н. Кожевникова

Нами разработаны и запатентованы конструкции угольниковой передачи, содержащей валы 1 и 2 и промежуточные звенья 3, причем каждое промежуточное звено выполнено из двух подвижно соединенных частей (Рисунок 3).

а - шарнирное соединение плунжеров б - соединение плунжеров гибким тросом

Рисунок 3 - Угольниковая передача с подвижно соединенным промежуточным

звеном.

Исследуя работу угольниковой передачи, нами было отмечено что, движение промежуточных звеньев в отверстиях фланцев валов подобно движению плунжеров в цилиндрах аксиально-плунжерных машин. Это послужило идеей использовать угольниковую передачу для создания новой конструкции привода аксиально - плунжерной объемной гидромашины с переменной производительностью, которая будет иметь две рабочие зоны, а также будет конструктивно и технологически проста в изготовлении.

При использовании угольниковой передачи в качестве привода насоса, для улучшения ее схемного решения необходимо:

1. Применение функциональных компенсаторов ошибок изготовления;

2. Постоянная обильная масляная среда;

3. Разработка разгружающей цепи.

Во второй главе проведено исследование строения и синтез структуры угольниковой механической передачи без избыточных связей

Кинематика привода, построенного на базе угольниковой передачи.

Скорость относительного вращательного движения промежуточного звена 3 совпадет со скоростью вращения основных звеньев 2 и 4 относительно стойки 1, 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 02 и 04 (Рисунок 4).

г

4

Рисунок 4 - Схема угольниковой передачи

Строение угольниковой передачи с постоянным углом пересечения осей основных звеньев

Определим подвижность передачи, как плоской на пересекающихся осях:^ = Зи-2Р5-.Р4 =3-3-2-2-2 = 3, если считать передачу как пространственную на пересекающихся осях, то:

IV = 6п-5Р5 -4Р4 = 6-3-5-2-4-2 = 0.

Оба ответа не отражают реалий, поскольку фактическая подвижность, в такой передаче равна единице.

Для реализации основных положений метода введем следующие обозначения:

/■общее количество возможных (разрешенных) движений в связях; /0-количество движений основных (связанных со стойкой) звеньев; /у - количество возможных движений в промежуточных связях;/ = /0 +/х , п- общее количество звеньев; по - количество звеньев, связанных подвижно со стойкой (количество основных звеньев); пх - количество промежуточных звеньев; п = и0 + пх +1, где единицей обозначена стойка; к - общее количество замкнутых контуров;^ -количество контуров, в состав которых входят основные звенья;^ - количество контуров, образуемых промежуточными звеньями, к < кх ? Ч — количество избыточных связей, в оптимальной структуре ц = 0 .Подвижность механизма в новом понятийном аппарате и новых обозначениях:^ = /-6к + д .

Зависимость предполагает, что каждый контур накладывает на кинематическую цепь шесть связей. Для оптимальной структуры ц = 0 и получаем № = /-6к или ^ = /о+/л--6к.

Установим связь между различными категориями звеньев, контуров, связей с количеством необходимых связей и количеством потенциальных движений, разрешаемых связями.

Получим рх =п + к-\-п0.и поскольку п-п0 -1 = пх , то

Р,=пх+к, Л = Ж-/0 + 6к.

Таким образом, техническое решение реальной угольниковой передачи с промежуточным звеном и оптимальной структурой должно предусматривать использование в качестве одной из промежуточных пар вместо традиционной двухподвижной пары кинематического соединения, разрешающего три движения, что в принципе может быть технически реализовано, когда любая пара (А или В) исполняется составной с возможностью вращательной самоустановки в любом из основных звеньев посредством вкладыша-подшипника, образующего подвижное соединение с промежуточным звеном 3 (Рисунок 3).

Строение угольниковой передачи с переменным углом пересечения осей звеньев

Рассмотрены оба варианта работы такой передачи. Первый — работа передачи происходит при фиксированном угле пересечения осей, второй — в процессе передачи движения между валами О] и 04 угол между ними также изменяется (Рисунок 5).

Очевидно, что формальное применение формулы для определения подвижности механизмов третьего семейства при фиксированном угле пересечения осей О! и 04 даст неверный результат. Пусть, например, звено 3 исполнено двумя

звеньями За и 36, соединенными между собой одноподвижной вращательной парой С. Учитывая, что соединения А и В в совокупности дают пару четвертого класса будем иметь: № = Зп-2Р, -Р, =3-4-2-3-1 = 5 .

Рисунок 5 - Угольниковая передача с переменным углом пересечения осей

Без учета связности движений в парах А и В неожиданно получаем верный итоговый результат ж=б-4-5-з-4-2 = 1.

Обратимся вновь к основаниям структурного синтеза схемы с оптимальной структурой, положив пх = 2, просчитаем рх и получим:рх =пх +^ = 2 + 1 = 3,/х=Ж-/0 +6к = 1- 2 + 6-1 = 5.

Эти пять движений можно распределить в промежуточных парах как, 2+1+2, что будет соответствовать структурно совершенной схеме.

Если считать движение в парах А и В связанным, тогда пару «С» следует наделить тремя движениями, например, реализовав сферическим шарниром, и это будет также структурно совершенным схемным решением передачи, при котором: Ж = 6л-5Я5-3/53 =6-4-5-4-3-1 = 1

Если ввести в конструкцию передачи звено 5, то, сохраняя логику предыдущего примера, добавив в расчет подвижности одно подвижное звено и одну пару пятого класса, определим подвижность передачи при относительном движении осей О] и 04 IV = 6п-5Р$-ЪР3 =6-5 —5-5 —3-1 = 2.Результат вновь оказался верным.

При монтаже и работе угольниковой передачи в ее состав можно ввести упругий элемент, способный компенсировать неточности изготовления всех деталей передачи и сохранять работоспособность при пересечении осей валов под любым углом в любой плоскости.

Упругий элемент необходим и при создании схемного решения механизма привода регулируемого объемного насоса на базе угольниковой передачи.

В третьей главе разработан алгоритм синтеза новой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашины.

В варианте а=0 скольжение активных поверхностей в рабочих полостях может отсутствовать вовсе, при а^О будет наблюдаться двойное скольжение -вращательное и поступательное. Скорость осевого относительного поступательного движения будет такой:

г

Основные характеристики работы гидромашины

Основные конструктивные параметры выбираются в зависимости от технического задания на создание гидромашины (ТЗ), а также проектных расчетов, полученных из опыта создания подобных машин:

Текущее значение хода плунжера: х - R. tg—. (1 _ cos р),

где [3- обобщенная угловая координата механизма привода гидромашины.

Следовательно рабочий ход плунжера равен: н =D tg^ ,

Рабочий объем одного цилиндра может быть выражен: vt =2 D tg~s

ос

При z плунжерах в блоке рабочий объем насоса: V=D-tg— s z-2

Теоретическая подача насоса пропорциональна его рабочему объёму V и, скорости вращения п„, определяется простой зависимостью:

Действительная подача насоса QH из-за утечек жидкости (объёмные потери) меньше теоретической подачи QT. Отношение этих величин есть объёмный КПД

Qt

Определение утечек через зазоры между плунжером и цилиндром

р тмм~

/Xj

жШ

Рисунок 6. Схема нагружения угольниковой объемной гидромашины

1 2 '

В основном утечки зависят от величины зазора 5 (Рисунок 6). При уменьшении зазора утечки жидкости снижаются. Однако при очень малых зазорах, вследствие температурных деформаций, возможны заклинивания сопрягаемых деталей и нарушение нормальной работы гидропередачи.

Величина утечек жидкости через зазор при эксцентрически расположенном плунжере по отношению к цилиндру определяется выражением

Apt

-2.5 S' +

v, S

к-d

, где рь р2 - давления в

р.-ц^раб'"1" ' 2

полости всасывания и нагнетания, ъ„ — скорость перемещения плунжера в цилиндре, 5 - величина зазора между плунжером и цилиндром, ц - коэффициент

динамической вязкости жидкости, /ра6 - рабочая длина образующей плунжера (длина зазора).

Особенно существенно величина утечек зависит от зазора 8, так как он входит в уравнение в третьей степени.

Номинальное давление жидкости, создаваемое плунжерами

По уравнению рш

AFml±Da? tg~cosßm-2 л-d'

определяется давление,

создаваемое одним плунжером в цилиндре.

Расчет крутящего момента на валу гидромашины Осевое усилие давления жидкости на плунжер (Рисунок 7) создает при

расположении блоков цилиндров под углом крутящий момент, передаваемый тем или

иным способом на центральный вал машины, приводящий в движение один из блоков

цилиндров. В насосе этот силовой момент исходит от двигателя, или иного привода.

Рисунок 7 - Расчетная схема статического силового расчета плунжера объемной гидромашины

Основные силовые соотношения по Рисунку 6 будут такими:

N = -

а 2

T(l + lpJ R 74

,2 ,

COS — 2

раб

раб

Расчетный крутящий момент определяется из уравнения: М = Р -к = Р ■ Я$т Р = р-э ■ К-ът/З, где, к - плечо приложения силы.

При наклоне плоскости вращения блока цилиндров относительно вертикальной оси на угол у меньший 90° выражение для текущего крутящего момента, развиваемого

; = р ■ s ■ R ■ tg — ■ sin ß ,

одним плунжером примет вид: м = F • R • ctg ■ sin , где а = 90° - у.

При у=90° угол а=0 и крутящий момент М=0.

Полный крутящий момент гидромашины является суммой моментов от отдельных плунжеров, находящихся на стороне избыточного давления. При этом следует учесть, что в машинах с нечетным числом цилиндров число поршней,

расположенных на стороне избыточного давления, периодически колеблется от

А(2 + 1)Д0 1(г_1).

В соответствии с этим средний момент для аксиально-плунжерного насоса с г

1 а

цилиндрами будет таким: м, = — р-з-Я-г^е— ■

л 2

Равномерность крутящего момента определится равномерностью подачи, а, следовательно, давления.

Расчетная мощность и полный КПД насоса

Теоретическую мощность или потребляемую насоса рассчитывают по формуле Ит=М2со, где М2 к со - соответственно вращающий момент и угловая скорость вала гидромашины.

Полный КПД насоса г|н определяют по отношению полезной мощности к потребляемой. Полезная мощность насоса N определяется из уравнения: N = <2Н-Р,ых, где РВЬ1Х - давление насоса, причем

Р.** = М + Р' 8' Ь + ' где АР"пеРепаД давления в подводящем и отводящем

патрубках;р - плотность рабочей жидкости, Ь- разность высот на выходе и входе рабочей жидкости в системе, g - ускорение свободного падения (¡5=9,81м/с2), тогда Предложения по разгрузке устройства связи основных звеньев Как уже неоднократно отмечалось, помимо неопределенностей, порождаемых повторяющимися связями основных звеньев, имеет место неблагоприятная картина действия сил в парах плунжер - цилиндр, поэтому эту связь желательно разгрузить от передачи ей основного силового потока. Привод с постоянным углом между осями основных звеньев. 1. Основные звенья можно снабдить коническими зубчатыми колесами с одинаковым количеством зубьев у каждого из них (Рисунок 8).

Рисунок 8 - Схема разгрузки Рисунок 9 - Схема угольниковой передачи с

кинематической цепи угольниковой ослаблением повторяющихся связей, передачи.

2.Использование составного уголка в схеме угольниковой передачи.

Для ослабления неопределенностей порождаемых контурными связями, предложено принять плунжер (уголок) составным Рисунок 9.

Привод с переменным углом между осями основных звеньев 1. Шарнир Гука как параллельная кинематическая цепь

По этому предложению основные звенья имеют консольные продолжения, соединенные шарниром Гука, однако, в этом случае вращения основных звеньев не будет синхронным.

Синхронное вращение ведомого и ведущего валов можно обеспечить:

- постановкой двух последовательно расположенных шарнирных муфт с промежуточным валом. При этом оси ведущего и ведомого валов должны составлять одинаковые углы с промежуточным валом, а вилки на обоих концах промежуточного вала должны быть расположены в одной плоскости;

- применением специальных синхронных шарнирных муфт ШРУСов;

- применением сдвоенных муфт.

2. Использование зубчатой передачи общего вида для параллельной кинематической цепи.

Обратимся вновь к возможности использования зубчатой передачи для связи движений основных звеньев, но в гидромашине с регулируемой производительностью, т.е. для связи движений между валами имеющими относительное движения. Как известно традиционные зубчатые передачи не допускают относительного движения осей колес, поэтому придется прибегнуть к реализации возможностей зубчатых передач, активные поверхности зубьев которых образованы двухпараметрическим огибанием. А в целом, обращение к использованию в подвижной связи зубчатых передач продиктовано их простотой, а технологические усложнения при их изготовлении вполне преодолимы.

Вместо изложенных выше предложений для параллельной цепи можно использовать условно коническую передачу, активные поверхности зубьев которой образованы двухпараметрическим огибанием (Рисунок 10). Тем самым получим хоть и ограниченное, но регулирование угла и, следовательно, производительности объемной гидромашины.

Рисунок 10 - Схема размещения на консолях основных звеньев зубчатых

3. Соединение основных звеньев гибким валом, в качестве параллельной кинематической цепи. Привод с гибким валом дает возможность не применять жесткие передачи. Изгибная жесткость гибких валов в десятки раз меньше их крутильной жесткости, и именно это позволяет этой связью скомпенсировать любые погрешности.

4. Соединение основных звеньев упругой связью. Основные звенья можно соединить муфтой - диафрагмой (мембраной) или иной упругой связью, допускающей значительные угловые движения.

Алгоритм синтеза новой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашины .В целом, при синтезе механизма привода регулируемой объемной

1

передач.

гидромашины, в основе которого положена угольниковая передача, просматривается следующий алгоритм синтеза:

1. По техническому заданию (ТЗ) количественно, как правило, ограничены общие габариты машины, величина подачи (расхода), развиваемое давление, тип жидкости, ее динамическая вязкость, диапазон регулирования расхода, цена изделия.

2. Проводится процедура схемного синтеза и предлагается вариант структурного решения с минимальным количеством повторяющихся, локальных и контурных избыточных связей.

3. Используя ТЗ выбирается диаметр Б расположения осей цилиндров, количество плунжеров г и их диаметр <1, рабочий ход /раб плунжеров и вычисляется геометрия вспомогательных элементов.

4. Вычисляется максимальное значение угла а между осями плунжеров, выбирается тип связей между активными элементами уголков - плунжеров, проводится компоновка устройства, изменяющего угла а.

5. Проводится силовое статическое исследование, определяются рабочая длина плунжера, а с учетом динамической вязкости и допускаемых утечек, размер зазора между активными поверхностями плунжерной пары.

6. Определяется общий КПД гидромашины, величина крутящего момента, потребной мощности.

7. Рассматриваются варианты и избирается прием разгрузки активных элементов плунжерной пары от передачи основного силового потока путем включения в кинематику привода параллельной кинематической цепи.

8. Проводится экономическая оценка проекта и его конкурентоспособность.

Четвертая глава посвящена проектированию, технологии изготовления и экспериментальному исследованию макетного образца объемной гидромашины с приводом, в основе которого лежит угольниковая передача.

Для подтверждения работоспособности исследуемой объемной гидромашины были изготовлены опытные действующие образцы гидромашин с ручным приводом постоянной и переменной производительности (Рисунок 11, Рисунок 12). Конструкция исполнена близко к нашему патенту [7].

а б

Рисунок 11 - Угольниковая объемная гидромашина с а - постоянной и б -переменной производительностью

Рисунок 12 - Конструкция угольниковой объемной гидромашины с постоянной производительностью

1 - корпус с крышками; 2 - ведущий блок цилиндров с валом; 3 - ведомый блок цилиндров; 4 - промежуточные звенья (плунжера); 5 - золотник; 6 - опора; 7,8 - уплотнения. 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.

Конструкции основных рабочих звеньев угольниковой передачи Плунжеры. Все виды плунжеров в опытном образце изготавливались из калиброванного стального прутка железа марки СтЮ (Рисунок 13)

Рисунок 13 - Виды разработанных и изготовленных плунжеров а - жесткие

б - с подвижным соединением

в - с упругим, предварительно деформированным, соединением г - с упругим соединением

Технологические требования к изготовлению основных элементов разработанной угольниковой гидромашины.

Требования к чистоте обработки основных элементов гидромашины применяются такие же, как для основных элементов привода аксиально-плунжерных насосов с косой шайбой.

При обработке цилиндров в блоке необходимо строго выдерживать параллельность их осей и точность их углового расположения. При этом

необходимо чтобы оси цилиндров располагались точно на одной окружности, что достигается обработкой цилиндров с одной установки в приспособление.

Одним из основных требований при обработке пары поршень-цилиндр является обеспечение цилиндричности их рабочих поверхностей.

Стенд для испытания угольниковой передачи.

Для сравнительной оценки работы разработанных насосов на базе угольниковых передач был изготовлен испытательный стенд Рисунок 14. Конструкция стенда позволяет одновременно испытывать машину, в которой установлены от одного до шести промежуточных звеньев.

Рисунок 14 - Стенд для испытания угольниковой передачи

1 -Электродвигетель с редуктором, 2- Блоки цилиндров, 3 - Промежуточные звенья, 4 - Опоры, 5 - индикаторная головка, 6 - Консоль с закрепленными тензодатчиками, 7 - неподвижная часть стола, 8 - подвижная часть стола.

Стендовые испытания.

Определение потерь па трение привода насоса без рабочего тела и без внешнего нагружения. Для определения механических потерь на трение привода насоса на экспериментальной установке будем исследовать угольниковую передачу с переменным углом изгиба плунжеров и разным их количеством. Плунжера подвижные, шарнирно соединенные.

Измерение сил трения проведены на экспериментальном стенде с помощью электронного динамометра, тензодатчиков и индикаторной головки. Данные занесены в таблицу 1.

Результаты эксперимента показали следующее:

1. Привод с шарнирно соединенными плунжерами нельзя использовать при нулевой внешней нагрузке (угол изгиба плунжеров 0°).

2. При количестве плунжеров меньше 3 во время работы плохо компенсируются неточности изготовления деталей, что приводит к заклиниванию

в связях, при малом количестве плунжеров изменение их угла изгиба не должно превышать 30°.

3. Равномерное расположение плунжеров в цилиндре положительно влияет на способность самокомпенсации погрешностей в приводе.

4. С увеличением угла изгиба плунжеров, работа, затраченная на преодоление сил сопротивления, возрастает значительно.

5. Эксперимент с жесткими плунжерами и плунжерами соединенными жестким тросом не выявил предпочтения этих схем, это связано с тем, что плунжера этих типов не способны полно компенсировать неточности изготовления составляющих деталей привода.

6. При погружении механизма привода в масленую среду работа сил сопротивления снижается приблизительно на 30%.

Таблица 1. Зависимость работы сил трения сопротивления (в Дж.) от угла изгиба и

количества плунжеров

Количество плунжеров Угол изгиба плунжеров.

0 30 45 60 90

1 0,417

2 0,406 0,394

3 0,345 0,406 0,554 0,615

4 0,406 0,443 0,589 0,739

5 0,443 0,523 0,603 0,837

6 0,443 0,554 0,689 0,849 1,0831

Общая оценка принципиально возможной реализации угольниковой объемной гидромашины.

Проведя общую оценку работоспособности разработанной нами объемной гидромашины можно отметить следующее:

экспериментальная производительность разработанной нами гидромашины значительно отличается от теоретически рассчитанной, что обусловлено утечками через зазоры в плунжерных парах.

- увеличение степени точности, при изготовление основных деталей гидромашины, позволит приблизить реальный КПД к теоретически расчетному.

Выводы по работе

1. Проведен аналитический обзор конструкций механизмов привода объемных гидромашин. Отмечено, что известные технические решения приводов являются конструктивно сложными с высокими требованиями по точности исполнения основных элементов.

2. Обосновано использование угольниковой передачи в качестве привода объемной гидромашины с регулируемым расходом, его отличают простота конструкции и технологичность исполнения.

3. Доказано, что предлагаемые технические решения механизма привода на базе схемы угольниковой передачи являются оригинальными, новизна закреплена патентами РФ, технические решения предлагаемых схем и его модификации усиливают достоинства нового привода.

4. Создана общая методика синтеза структурно совершенных схем без избыточных контурных связей, которая позволяет создавать, оптимальные схемные решения, оставляя конструктору распределение парциальных движений в промежуточных парах, общее же количество промежуточных пар и парциальных связей определяется строгим расчетом.

5. Проведен статический силовой расчет угольниковой передачи. Определена осевая скорость перемещения плунжера в цилиндре, и произведен расчет суммарных реакций в связях отдельного плунжера, что необходимо при расчетах расхода и конструирования подвижных связей объемной гидромашины.

6. Предложен алгоритм синтеза предлагаемой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашины. Приведены основные зависимости, устанавливающие связь исходных позиций технического задания на проектирование с расчетом конструкторских размеров основных элементов машины и предложен алгоритм синтеза предлагаемой схемы механизма привода регулируемой объемной гидромашины.

7. Установлено, что силовая картина взаимодействия основных элементов плунжерной пары приводит к созданию эксцентричного зазора. По предельной величине утечек расчетным путем установлен оптимальный зазор в плунжерной паре и доказана необходимость ее разгрузки с помощью встроенной в привод параллельной кинематической цепи.

8. Проанализированы варианты технических решений и исполнения параллельной кинематической цепи, некоторые из них перспективны для реализации, в частности, кинематические соединения, гибкие валы, мембраны, оболочки. Показано, что наиболее простое конструкторское и технологичное решение может быть создано на основе сопряженных адаптивных зубчатых передач, активные поверхности зубьев которых образованы двухпараметрическим огибанием.

9. Создана конструкция разработанной гидромашины, выявлены конструктивные особенности основных рабочих звеньев угольниковой передачи и особенности их изготовления.

10. Разработана конструкция стенда для испытания угольниковой передачи. По результатам испытаний доказана работоспособность разработанной оригинальной угольниковой объемной гидромашины с постоянным и регулируемым расходом.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах: Публикации в рецензируемых изданиях, входящих в перечень ВАК

1. Синтез оптимальной структуры уголковой передачи общего вида / П.Д.Балакин, А.А.Дегтярев, И.П.Згонник, С.Н.Олькова // Омский научный вестник -2006.-№2(35).-С. 100-103.

2. Геометро-кинематические и силовые соотношения в связях уголковой передачи / П.Д.Балакин, А.А.Дегтярев, С.Н.Карбаинова // Омский научный вестник -2008.-№1(64).-С. 24-26.

3. Расчет конструктивных параметров угольниковой объемной гидромашины / А.А.Дегтярев, С.Н.Карбаинова, Г.В.Редреев // Омский научный вестник - Омск, 2010. - №3(93). - С. 94-96.

Патенты

1. Пат. 60662 Российская Федерация, МПК F16H 1/00. Угольниковая передача / Балакин П.Д, Дегтярев А.А, Олькова С.Н, Сакара Д.В.; заявитель: Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Омский Государственный Аграрный Университет. -№ 2006122962/22; заявл.27.06.2006; опубл.27.01.2007. Бюл. № 3. - 1с.: ил.

2. Пат. 65582 Российская Федерация, МПК F04B 1/10. Объемная гидромашина / Балакин П.Д, Дегтярев А.А, Олькова С.Н, Сакара Д.В.; заявитель: Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Омский Государственный Аграрный Университет. - № 2007100398/22; заявл.09.01.2007; опубл.10.08.2007. Бюл. № 22. - 2с.: ил.

3. Пат. 81268 Российская Федерация, МПК F04B 1/10. Объемная гидромашина / Балакин П.Д, Дегтярев А.А, Карбаинова С.Н, Шмидт A.B.; заявитель: Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Омский Государственный Аграрный Университет. -№ 2008140488/22; заявл.13.10.2008; опубл.10.03.2009. Бюл. № 7. - 1с.: ил.

4. Пат. 95051 Российская Федерация, МПК F16H 21/00. Угольниковая передача / Балакин П.Д, Дегтярев А.А, Карбаинова С.Н, Репьях Е.А, Клюев И.А.; заявитель: Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Омский Государственный Аграрный Университет. -№ 200914643322; заявл.14.12.2009; опубл.10.06.2010. Бюл. № 16. - 1с.

Статьи в Российских изданиях; материалы международных и региональных конференций; информационные листки

1. Угольниковая передача : информ. листок№52-021-07/ ОмЦНТИ ; сост.: П.Д.Балакин, А.А.Дегтярев, Д.В.Сакара, С.Н.Олькова. - Омск : [б.и.], 2007. - 1с.

2. Объемная гидромашина : информ. листок №52-022-07/ ОмЦНТИ ; сост.: П.Д.Балакин, А.А.Дегтярев, Д.В.Сакара, С.Н.Олькова. - Омск : [б.и.], 2007. - 1с.

3. Исследование принципов работы объемной гидромашины с переменной производительностью / С.Н.Карбаинова // Вестник Омского государственного аграрного университета -Омск, 2008. - №2. - С. 79-82.

4. Объемная аксиально-поршневая гидромашина / A.A. Дегтярев, А.В.Шмидт, С.Н.Карбаинова // Динамика систем, механизмов и машин: материалы VII Международной научно-технической конференции. - Омск: ОмГТУ, 2009. -С.47-49.

5. Экспериментальные исследования объемной гидромашины, основанной на угольниковой передаче / С.Н.Карбаинова, А.АДеггярев, Г.В.Редреев // Вестник Омского государственного аграрного университета - Омск, 2013. - №2(10). - С. 6973.

Подписано в печать 13.03.2013 Формат 60x84/16. Бумага писчая. Оперативный способ печати. Усл. печ. л. 1,25. Тираж 100 экз. Заказ № 130

Отпечатано в «Полиграфическом центре КАН» тел. (3812) 24-70-79, 8-904-585-98-84.

E-mail: pc_kan@mail.ru 644050, г. Омск, ул. Красный Путь, 30 Лицензия ПЛД № 58-47 от 21.04.97

ФГБОУ ВПО «ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВННЫИ ТЕХНИЧЕСКИМ

УНИВЕРСИТЕТ»

45о736

На правах рукописи \

У

КАРБАИНОВА СВЕТЛАНА НИКОЛАЕВНА

СИНТЕЗ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ С РЕГУЛИРУЕМОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬЮ

Специальность: 05.02.02 - машиноведение, системы приводов и

детали машин

Диссертация

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель -д.т.н., профессор Балакин П.Д.

0мск-2014

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ...........................................................................................6

1. АНАЛИТИЧЕСКИЙ ОБЗОР ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ ГИДРОМАШИН ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.......................9

1.1. ОБЩАЯ КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ ОБЪЕМНЫХ РОТОРНЫХ ГИДРОМАШИН.............................................9

1.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ

МЕХАНИЗМОВ ПРИВОДА РОТОРНЫХ ГИДРОМАШИН......................11

1.2.1. ШЕСТЕРЕННЫЕ ПРИВОДЫ ГИДРОМАШИН...............................11

1.2.2 КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ ПРИВОДА ВИНТОВЫХ НАСОСОВ......................................................17

1.2.3 КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПРИВОДА ПЛАСТИНЧАТЫХ ГИДРОМАШИН...............21

1.3. КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПРИВОДА РОТОРНО - ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН..26

1.3.1. ПРИВОДЫ РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕХ ГИДРОМАШИН............27

1.3.2. ПРИВОДЫ РОТОРНЫХ АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ

ГИДРОМАШИН.............................................................................30

1 ¿.РЕГУЛИРУЕМЫЕ ПРИВОДЫ.......................................................38

1.4.1. РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ОБЪЕМА ГИДРОМАШИНЫ С ПЛАСТИНЧАТЫМ ПРИВОДОМ.......................................................38

1.4.2. РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ОБЪЕМА ГИДРОМАШИНЫ С РАДИАЛЬНО - ПОРШНЕВЫМ ПРИВОДОМ.........................................39

1.4.3. РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ОБЪЕМА ГИДРОМАШИНЫ С

АКСИАЛЬНО - ПОРШНЕВЫМ ПРИВОДОМ........................................41

1.5. АВТОРСКОЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ РЕШЕНИЕ МЕХАНИЗМА ПРИВОДА НАСОСА ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ..................................................44

1.6.0БЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ............................................48

2. ИССЛЕДОВАНИЕ СТРОЕНИЯ И СИНТЕЗ СТРУКТУРЫ УГОЛЬНИКОВОЙ МЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ БЕЗ ИЗБЫТОЧНЫХ СВЯЗЕЙ...........................................................................................51

2.1. УГОЛЬНИКОВ АЯ ПЕРЕДАЧА В КАЧЕСТВЕ ПРИВОДА ГИДРОМАШИН..............................................................................51

2.2. КИНЕМАТИКА ПРИВОДА, ПОСТРОЕННОГО НА БАЗЕ УГОЛЬНИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ...........................................................52

2.2.1. СТРОЕНИЕ УГОЛЬНИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ С ПОСТОЯННЫМ УГЛОМ ПЕРЕСЕЧЕНИЯ ОСЕЙ ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ..........................53

2.2.2. СТРОЕНИЕ УГОЛЬНИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ С ПЕРЕМЕННЫМ УГЛОМ

ПЕРЕСЕЧЕНИЯ ОСЕЙ ЗВЕНЬЕВ.......................................................59

2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ СТАТИЧЕСКИЙ СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

УГОЛЬНИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ..........................................................63

2.4. ВЫВОДЫ ПО ПЕРВЫМ ДВУМ РАЗДЕЛАМ....................................67

3. АЛГОРИТМ СИНТЕЗА НОВОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА ПРИВОДА РЕГУЛИРУЕМОЙ ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИН..................................69

3.1. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОТЫ УГОЛЬНИКОВОЙ ГИДРОМАШИНЫ..........................................................................72

3.1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОЧЕГО ОБЪЕМА И ПОДАЧИ ГИДРОМАШИНЫ С НОВЫМ ПРИВОДОМ...................................................................73

3.1.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УТЕЧЕК ЧЕРЕЗ ЗАЗОРЫ МЕЖДУ ПЛУНЖЕРОМ И ЦИЛИНДРОМ С УЧЕТОМ СПЕЦИФИКИ НОВОГО ПРИВОДА..................78

3.1.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НОМИНАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ ЖИДКОСТИ СОЗДАВАЕМОГО ПЛУНЖЕРАМИ....................................................84

3.1.4. РАСЧЕТ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА НА ВАЛУ ГИДРОМАШИНЫ С НОВЫМ ПРИВОДОМ......................................................................85

3.1.5. РАСЧЕТНАЯ МОЩНОСТЬ И МЕХАНИЧЕСКИЙ КПД НАСОСА.......................................................................................89

3.2. ПРЕДЛОЖЕНИЯ ПО РАЗГРУЗКЕ УСТРОЙСТВА СВЯЗИ ОСНОВНЫХ

ЗВЕНЬЕВ......................................................................................91

3.2.1 ПРИВОД С ПОСТОЯННЫМ УГЛОМ МЕЖДУ ОСЯМИ ОСНОВНЫХ

ЗВЕНЬЕВ.......................................................................................91

3.2.2.ИСПОЛЬЗОВ АНИЕ СОСТАВНОГО УГОЛКА В СХЕМЕ УГОЛЬНИКОЙ ПЕРЕДАЧИ, В МЕХАНИЗМЕ ПРИВОДА ОБЪЕМНОГО НАСОСА С ПОСТОЯННОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬЮ.......................94

3.3. ПРИВОД С ПЕРЕМЕННЫМ УГЛОМ МЕЖДУ ОСЯМИ ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ.......................................................................................96

3.3.1. ШАРНИР ГУКА КАК ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ КИНЕМАТИЧЕСКАЯ ЦЕПЬ............................................................................................96

3.3.2. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ОБЩЕГО ВИДА ДЛЯ

ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПИ....................................99

3.3.2.1 НЕКОТОРЫЕ СХЕМЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ С ПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ КОЛЕС.............................................................................106

3.3.3. СОЕДИНЕНИЕ ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ ГИБКИМ ВАЛОМ, В КАЧЕСТВЕ ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПИ....................109

3.3.4. СОЕДИНЕНИЕ ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ УПРУГОЙ СВЯЗЬЮ..........114

3.4. АЛГОРИТМ СИНТЕЗА НОВОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА ПРИВОДА РЕГУЛИРУЕМОЙ ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ................................116

3.5. ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО РАЗДЕЛУ..........................................117

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ, ТЕХНОЛОГИЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МАКЕТНОГО ОБРАЗЦА ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ........................................................119

4.1. КОНСТРУКЦИЯ И ПРИНЦИП РАБОТЫ РАЗРАБОТАННОЙ ГИДРОМАШИНЫ...........................................................................120

4.2. КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ УГОЛЬНИКОВ ОЙ

ПЕРЕДАЧИ.........................................................................................................122

4.2.1. ИЗГОТОВЛЕНИЕ ПЛУНЖЕРОВ..............................................123

4.2.2. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ИЗГОТОВЛЕНИЮ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РАЗРАБОТАННОЙ УГОЛЬНИКОВОЙ ГИДРОМАШИНЕ...........................................................................127

4.3. КОНСТРУКЦИЯ СТЕНДА ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ УГОЛЬНИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ..................................................................................128

4.4. РЕЗУЛЬТАТЫ СТЕНДОВЫХ ИСПЫТАНИЙ..................................130

4.4.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ НА ТРЕНИЕ ПРИВОДА НАСОСА БЕЗ ВНЕШНЕГО НАГРУЖЕНИЯ...........................................................131

4.4.2. СРАВНЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНО ПОЛУЧЕННОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ НАСОСА...........................133

4.5. ОБЩАЯ ОЦЕНКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ УГОЛЬНИКОВОЙ ОБЪЕМНОЙ ГИДРОМАШИНЫ........................................................134

4.6. ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ...............................................135

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ.................................................135

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ...................................................................137

ПРИЛОЖЕНИЯ..............................................................................148

ВВЕДЕНИЕ

Как известно, механическое движение является самым востребованным в техногенной сфере и основные виды механизмов - преобразователей движения входят в состав практически всех современных машин, выполняя как функцию гармонизации компонентов мощности основного силового потока, так и в качестве вспомогательных узлов машин, обеспечивающих работоспособность последних. Надежность машин, их производительность и ресурс определяется всеми составными элементами машин, но, главным образом, механической частью. Звенья механизмов и подвижные связи звеньев нагружены переменным динамическим силовым потоком, трение в связях изменяет изначальную геометрию активных поверхностей, износ которых носит прогрессирующий характер, интенсивность износа в узлах трения непосредственно определяет их ресурс, периодичность ремонта узлов, а в целом, эксплуатационные расходы.

В последнее время создатели машин уделяют заметное внимание надежности машин. Как правило, узлы трения машин исполняются из износостойких материалов, обеспечиваются принудительной и качественной смазкой, уменьшающей коэффициент трения и отводящей тепло трения. Принудительная смазка технически исполняется автономной или энергетически зависимой системой, включающей насос с приводом, фильтры, трубопроводы и каналы подачи смазки, автоматику и др. Активным узлом системы смазки является насос объемного действия с приводом, который обеспечивает необходимую подачу смазки и давление в системе и, несмотря на разнообразие известных и применяемых конструкций механической части насоса, поиск и разработка новых схемных решений привода и конструкций насосов систем подачи углеводородного топлива в двигателях внутреннего сгорания, насосов систем смазки узлов трения любых машин представляется актуальным.

Особую актуальность составляет ориентация на простые, технологичные схемные решения и конструкции насосов низкого давления с переменной производительностью, регулируемой простым образом.

Взяв в качестве критерия простоту и технологичность технического решения механизма привода насоса низкого давления с регулируемой производительностью, автор, проанализировав все семейство подобных и реализованных в технике агрегатов, обнаружил, что известные схемы не лишены неустранимых недостатков. Так, шестеренные объемные насосы требуют высокой точности исполнения основных звеньев, использования сложных торцевых уплотнений. Малое число зубьев шестерен для увеличения активного объема жидкости приводит к граничному значению коэффициента перекрытия и, как следствия, к виброактивности и шуму работающего узла. Все насосы этого семейства имеют постоянную подачу.

Синтез геометрии активных поверхностей передач зацеплением, положенных в основу схем шестеренчатых, а также аксиальных винтовых насосов, базируется на положениях дифференциальной геометрии и теории огибающих, адаптированных к решению конкретных прикладных задач. Эти задачи получили завершенные решения в работах отечественных ученых: Колчина Н.И., Решетова Д. Н., Литвина Ф.Л., Давыдова Я.С., Шевелевой Г.И., Ерихова М.Л., Коростелева Л.В., Крылова H.H., Гавриленко В.А., Беляева А.Е., Писманика K.M., Гольдфабра В.И. и др. [3, 25-27, 28, 32, 39, 40, 44, 53, 61, 90, 93-96, 108], которые создали научную базу синтеза сопряженных и приближенных зацеплений, реализованных в технических решениях приводов насосов объемного действия.

Помимо обозначенных выше получили распространение в технике структурно простые схемы механизмов объемных машин роторного типа с пластинчатым и катящимся ротором. Эти насосы требуют применения сложных уплотнений, высокой точности изготовления и чистоты обработки активных поверхностей.

Наконец, значительное по разнообразию схем составляет семейство регулируемых насосов объемного действия в основе которых положена рычажная схема. Эти насосы допускают регулирование производительности, но конструкция

привода достаточно сложна и нетехнологична, в связях наблюдается значительное скольжение элементов, обуславливающее низкое значение механического к.п.д. и, следовательно, ресурса. Научная база проектирования этих объемных гидромашин создана учеными: Лепешкиным А. В., Михайлиным А. А., Шейпаковым А. А., Баштой Т.М., Рудневым С.С., Некрасовым Б. Б.,Ковалевым А.Т., Кареевым В. Н., и др.[4, 11, 20, 21, 24, 29, 32, 41, 43, 59, 64, 66-68, 89, 95, 97]

Некоторым особняком выделяется семейство насосов, имеющих в качестве рабочего органа деформируемую диафрагму. Как правило, эти насосы имеют рычажный или кулачковый привод, диафрагма снабжается самодействующими клапанами. Расход таких насосов зависит только от изменяемого объема и скоростного режима работы. Плавной регулировки расхода (подачи) такие насосы не допускают.

Нами предложено семейство приводов насосов особого типа, построенных на основе схемы уголышковой (уголковой)* передачи. Это техническое решение обладает принципиальной новизной, простотой, технологичностью, допускает значительную регулировку производительности. Исследовано строение, кинематика, силовой расчет механизма объемной гидромашины предложенной схемы, построен и испытан макетный образец изделия, доказана его работоспособность и конкурентоспособность.

*- Этот термин не авторский. Механическую передачу такого типа между пересекающимися осями звеньев академик И.И. Артоболевский назвал уголковой . Чл. -корр. Украинской академии наук С.Н. Кожевников эту передачу назвал угольниковой.

1. АНАЛИТИЧЕСКИЙ ОБЗОР ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ ГИДРОМАШИН ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. ОБЩАЯ КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ ОБЪЕМНЫХ РОТОРНЫХ ГИДРОМАШИН

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.

Отсутствие всасывающих и нагнетательных клапанов в роторных насосах является основной конструктивной особенностью, которая отличает их от поршневых насосов.

Рабочий процесс роторного насоса складывается из трех этапов: заполнение рабочих камер жидкостью; замыкание (изоляции) рабочих камер и их перенос; вытеснение жидкости из рабочих камер [6, 19, 23, 30, 87, 102, 105, 109]. Классификация роторных насосов показана на Рисунке 1.1.

Механизмы природой роторных насособ

Роторно-бращательние

Роторна-ластупаглель ные

Шестеренные

Т

Пластин чатые

1

I ПаршнеВые

Винтовые

С йиешиим С бнутреиним жтвллениеп зацеллвни&м

2

-лЛА/1-

Ради аль ио-поршнедыЕ

Аксиально поршне быв

I

С наклонным С наклонным блоком диском

И

Рисунок 1.1 - Блок-схема многообразия механизмов приводов роторных объемных гидромашин по принципу действия и конструкции [10]

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.

Рассмотрим подробнее конструкции реализованных в технике приводов объемных гидромашин с целью выделения доминирующих достоинств и недостатков технических решений приводов.

1.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПРИВОДА РОТОРНЫХ

ГИДРОМАШИН

1.2.1. ШЕСТЕРЕННЫЕ ПРИВОДЫ ГИДРОМАШИН

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.

Рисунок 1.2 - Шестеренный насос с шестернями внешнего зацепления

Рисунок 1.3 - Шестеренный насос с внутренним зацеплением шестерен

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 р�