Реферат: Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использовани
--PAGE_BREAK--Рисунок 2.1.1 -Блок цилиндровОбщий вид блока цилиндров показан на рисунке 2.1. Его конструкция мало зависит от типа аксиально-поршневой машины. Основными размерами блока являются: диаметр цилиндра d, диаметр делительной окружности <img width=«27» height=«25» src=«ref-2_1212471857-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">, диаметр внутренней расточки <img width=«25» height=«24» src=«ref-2_1212471971-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">, наружный диаметр<img width=«27» height=«24» src=«ref-2_1212472080-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">, длина цилиндра <img width=«24» height=«25» src=«ref-2_1212472191-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> и высота блока Н.
Рабочий объем определим по формуле:
<img width=«163» height=«56» src=«ref-2_1212472300-552.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">, (2.1.1)
где
<img width=«56» height=«24» src=«ref-2_1212472852-150.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> теоретическая подача;
<img width=«55» height=«27» src=«ref-2_1212473002-263.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1062"> фактическая подача, которая нам задана в техническом задании, т.е. подача без учета утечек;
<img width=«41» height=«24» src=«ref-2_1212473265-120.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1063"> объемный КПД гидромотора, принимаем <img width=«65» height=«24» src=«ref-2_1212473385-168.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">, как у аналогичных насосов 313 серии.
<img width=«240» height=«48» src=«ref-2_1212473553-610.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"> см3.
<img width=«168» height=«48» src=«ref-2_1212474163-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">л/мин.
Так как это основной параметр гидромашины, то выбираем его по ГОСТ 13824 – 80: <img width=«37» height=«24» src=«ref-2_1212474601-129.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> = 125 <img width=«31» height=«25» src=«ref-2_1212474730-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">.
2.1.1 Определение диаметров поршней
<img width=«177» height=«69» src=«ref-2_1212474857-577.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">, <img width=«13» height=«25» src=«ref-2_1212475434-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> (2.1.2)
где
<img width=«13» height=«19» src=«ref-2_1212475507-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">-угол наклона блока цилиндров, принимается равным от 15 до 25°, для насоса, выбранного мною за прототип g= 25°;
z-количество поршней, принимаем z= 11, рабочий объем одного цилиндра будет равен:
КD– дезаксиал. КD=1,05.
<img width=«220» height=«51» src=«ref-2_1212475595-660.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> мм,
Из ряда стандартных диаметров по ГОСТ 12447 – 80 выберем dп=20 мм.
2.1.2 Определение основных размеров блока цилиндров
Определим диаметр делительной окружности блока цилиндров:
<img width=«85» height=«61» src=«ref-2_1212476255-297.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">, (2.1.3)
где
z-количество поршней;
<img width=«37» height=«24» src=«ref-2_1212476552-120.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1074">диаметр поршня.
<img width=«173» height=«41» src=«ref-2_1212476672-416.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> мм.
Наружный диаметр блока цилиндров:
<img width=«143» height=«25» src=«ref-2_1212477088-264.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">, (2.1.4)
где
b– размер перемычки между двумя соседними цилиндрами,
<img width=«68» height=«24» src=«ref-2_1212477352-165.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">, (2.1.5)
где
Kb– конструктивный коэффициент, предварительно принимаю 0,3.
<img width=«129» height=«19» src=«ref-2_1212477517-231.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
<img width=«320» height=«25» src=«ref-2_1212477748-501.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">мм.
Внутренний диаметр блока цилиндров:
<img width=«140» height=«25» src=«ref-2_1212478249-244.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">, (2.1.6)
<img width=«296» height=«25» src=«ref-2_1212478493-456.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">мм.
2.1.3 Расчет блока цилиндров на прочность и жесткость
Проверка блока цилиндров на прочность проводится по формуле:
<img width=«143» height=«44» src=«ref-2_1212478949-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">, (2.1.7)
где
А – относительная толщина стенки цилиндра, А≤2,9.
Pp– максимальное давление нагнетания с учетом коэффициента запаса равным 1,5; Pp=60 МПа.
<img width=«85» height=«41» src=«ref-2_1212479297-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">,
<img width=«143» height=«41» src=«ref-2_1212479534-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">,
<img width=«161» height=«44» src=«ref-2_1212479872-416.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">МПа,
<img width=«29» height=«24» src=«ref-2_1212480288-112.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086"> для бронзы 60 МПа, а для стали 150 МПа. Принимаю в качестве материала сталь 20Х.
Проверка блока цилиндров на жесткость проводится по формуле:
<img width=«201» height=«51» src=«ref-2_1212480400-527.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">, (2.1.8)
где
µ — коэффициент Пуассона, для стали µ=0,28,
Е – модуль упругости, Е=2×105 МПа.
<img width=«292» height=«51» src=«ref-2_1212480927-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"> мкм
Дно цилиндра принимается не менее 2×b, то есть не менее 13.6 мм.
Радиус сферы под распределительный диск примем ориентировочно равным:
<img width=«81» height=«25» src=«ref-2_1212481638-185.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">,
<img width=«113» height=«25» src=«ref-2_1212481823-233.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">мм.
Во всех случаях уточнения размеров при конструировании необходимо следить, чтобы толщина материала на всех участках, разделяющих внутреннюю полость цилиндров и внешние поверхности блока, включая проточки, фаски и т.п., была не меньше, чем <img width=«13» height=«20» src=«ref-2_1212482056-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">, во избежание нарушения прочности блока.
2.1.4. Определим максимальный ход поршней и длину шатуна
Определю максимальный ход поршня hмах
<img width=«133» height=«29» src=«ref-2_1212482144-400.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"> (2.1.9)
<img width=«135» height=«29» src=«ref-2_1212482544-492.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">= 40 мм.
2.2 Расчет и конструирование поршневых групп
2.2.1 Расчет сил действующих на поршень
Основными силами, действующими в насосах с наклонным блоком являются, как и во всех других случаях, силы давления жидкости. Они приложены к поршням и через шатуны предаются на упорный диск, вызывая напряжения сжатия в материалах шаровых шарниров.
Сила Fnдействующая на поршень раскладывается на две составляющие: FNи FA, и находится с ними в следующих зависимостях:
<img width=«76» height=«25» src=«ref-2_1212483036-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">, (2.2.1)
где
Sп– площадь поршня.
<img width=«139» height=«24» src=«ref-2_1212483219-268.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">Н,
<img width=«97» height=«24» src=«ref-2_1212483487-203.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">, (2.2.2)
<img width=«180» height=«24» src=«ref-2_1212483690-319.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">Н,
<img width=«93» height=«24» src=«ref-2_1212484009-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">, (2.2.3)
<img width=«169» height=«23» src=«ref-2_1212484210-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">Н.
2.2.2 Определение основных размеров поршня
Поршневая группа является ответственным узлом гидромашины, так как от ее исполнения во многом зависят объемный и механический КПД и общий ресурс.
<img width=«502» height=«257» src=«ref-2_1212484514-30125.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025">
Рисунок 2.2.1 – Конструкция поршневой группы.
Определим диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.
<img width=«156» height=«25» src=«ref-2_1212514639-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">, (2.2.4)
примем <img width=«61» height=«24» src=«ref-2_1212514938-157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"> мм.
Определим диаметр головки шатуна со стороны поршня.
<img width=«152» height=«24» src=«ref-2_1212515095-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">, (2.2.5)
<img width=«63» height=«24» src=«ref-2_1212515376-157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">мм.
Длину поршня принимаю <img width=«19» height=«24» src=«ref-2_1212515533-100.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">=100мм.
Длину шатуна <img width=«28» height=«24» src=«ref-2_1212515633-110.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105"> выбираем исходя из условия, что:
<img width=«84» height=«25» src=«ref-2_1212515743-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">, (2.2.6)
где
<img width=«41» height=«25» src=«ref-2_1212515935-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">диаметр делительной окружности блока цилиндров
<img width=«61» height=«24» src=«ref-2_1212516063-162.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> мм.
продолжение
--PAGE_BREAK--Диаметр шатуна определяем конструктивно:
<img width=«55» height=«24» src=«ref-2_1212516225-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">мм.
Диаметр отверстия для подвода смазки в шатуне конструктивно принимаем <img width=«52» height=«24» src=«ref-2_1212516374-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">мм.
Определю угол наклона шатуна к оси поршня
<img width=«221» height=«55» src=«ref-2_1212516516-501.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">, (2.2.7)
где
<img width=«25» height=«24» src=«ref-2_1212517017-112.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1112">-длина шатуна;
<img width=«44» height=«24» src=«ref-2_1212517129-128.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1113">дезаксиал;
<img width=«44» height=«27» src=«ref-2_1212517257-217.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114"> диаметр окружности заделки шатунов в диске.
<img width=«247» height=«44» src=«ref-2_1212517474-514.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">.
2.2.3 Проверка на прочность
Проверка прочности по опорным поверхностям сферических шарниров.
<img width=«12» height=«23» src=«ref-2_1212517988-73.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1026">
<img width=«185» height=«53» src=«ref-2_1212518061-578.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">
, (2.2.8)
где
<img width=«37» height=«24» src=«ref-2_1212518639-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027"> площадь поршня;
Кс – коэффициент использования площади опорной поверхности; принимаю Кс = 1.
<img width=«135» height=«49» src=«ref-2_1212518760-582.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117"> МПа,
Определим момент трения в шарнирах, возникающий при вращении блока цилиндров:
<img width=«173» height=«46» src=«ref-2_1212519342-579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">, (2.2.9)
где
fтр= 0,13 – коэффициент трения(сталь по стали);
<img width=«36» height=«24» src=«ref-2_1212519921-116.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1119">сила продольного сжатия;
<img width=«43» height=«24» src=«ref-2_1212520037-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120"> диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.
<img width=«391» height=«42» src=«ref-2_1212520167-695.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">.
Напряжение сжатия определим по формуле:
<img width=«207» height=«51» src=«ref-2_1212520862-671.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122"> , (2.2.10)
где
<img width=«36» height=«24» src=«ref-2_1212519921-116.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1123">сила продольного сжатия;
<img width=«41» height=«24» src=«ref-2_1212521649-126.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">диаметр шатуна;
<img width=«45» height=«24» src=«ref-2_1212521775-134.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">диаметр отверстия для подводки смазки в шатуне.
<img width=«249» height=«49» src=«ref-2_1212521909-1056.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">,
Напряжение изгиба.
<img width=«130» height=«52» src=«ref-2_1212522965-378.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127"> , (2.2.11)
где
Wмин– момент сопротивления наиболее ослабленного сечения при изгибе;
Wмин= <img width=«115» height=«25» src=«ref-2_1212523343-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">, (2.2.12)
<img width=«182» height=«25» src=«ref-2_1212523581-315.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129"> м3.
<img width=«150» height=«44» src=«ref-2_1212523896-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">
Суммарные напряжения:
<img width=«238» height=«56» src=«ref-2_1212524241-855.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">, (2.2.13)
где
yб– коэффициент снижения допускаемого напряжения, зависит от гибкости lи определяется (приближенно) по таблице.
<img width=«144» height=«66» src=«ref-2_1212525096-611.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">, (2.2.14)
<img width=«240» height=«56» src=«ref-2_1212525707-1031.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">
КШ-запас прочности, приму КШ = 1,8;
<img width=«44» height=«24» src=«ref-2_1212526738-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134"> предел усталостной прочности при продольном сжатии и пульсирующем характере нагружения, s-1= 700 МПа.
<img width=«190» height=«49» src=«ref-2_1212526852-457.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">МПа.
<img width=«292» height=«28» src=«ref-2_1212527309-806.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">
Условие прочности выполняется.
Принимаем материал шатунов – сталь марки 12 ХН3А ГОСТ 4543-61.
2.3 Расчет геометрии торцевого распределителя
Определю диаметр окружности, на котором размещается ось окон всасывания и нагнетания. Так как прочностные показатели блока цилиндров не позволяют уменьшить средний диаметр окон нагнетания, то принимаю D0=95мм.
<img width=«362» height=«250» src=«ref-2_1212528115-19865.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">
Рисунок 2.3.1 – Торец цилиндрического блока и его геометрия.
Углы j1и d1показывают, насколько момент перекрытия окон цилиндра опережает момент прихода его оси в нейтральное положение, а углы j2и d2— углы запаздывания показывают, насколько момент открытия окон отстает от момента прохода цилиндром нейтрального положения. При увеличении углов j2 и d1повышается компрессия жидкости в цилиндрах перемещающимися поршнями, а при увеличении углов j1 и d2повышается разряжение в цилиндре.
Для предотвращения повышения давления выше давления нагнетания принимаю d2 = 1, а также для избежания возможности недозаполнения цилиндров и следовательно снижения объемного КПД принимаю j1 = 1.
Рассчитаю радиус закругления окна rпо формуле:
<img width=«255» height=«60» src=«ref-2_1212547980-724.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">, (2.3.1)
где
<img width=«39» height=«45» src=«ref-2_1212548704-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">отношение площади окна и площади цилиндра, принимаю равным 0,5.
r<img width=«257» height=«27» src=«ref-2_1212548853-670.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">мм.
Вычислим углы <img width=«23» height=«24» src=«ref-2_1212549523-100.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">, <img width=«25» height=«24» src=«ref-2_1212549623-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> и <img width=«24» height=«24» src=«ref-2_1212549728-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">. <img width=«21» height=«25» src=«ref-2_1212549832-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144"> принимаю равным 85мм для снижения окружных скоростей.
<img width=«23» height=«24» src=«ref-2_1212549523-100.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1145">= arcsin<img width=«27» height=«47» src=«ref-2_1212550038-154.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">= arcsin<img width=«36» height=«41» src=«ref-2_1212550192-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">12,25°; (2.3.2)
<img width=«24» height=«24» src=«ref-2_1212549728-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148"> = arcsin<img width=«31» height=«51» src=«ref-2_1212550459-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"> = arcsin<img width=«48» height=«41» src=«ref-2_1212550622-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"> = 6,1°; (2.3.3)
<img width=«25» height=«24» src=«ref-2_1212549623-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">= <img width=«61» height=«24» src=«ref-2_1212550915-146.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"> = 12,25-6,1 = 6,15°. (2.3.4)
Скорость жидкости в окне цилиндра не должна превышать 7,5 м/с.
<img width=«83» height=«49» src=«ref-2_1212551061-253.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">, (2.3.5)
где
V– Скорость жидкости в окне цилиндра;
F– площадь окна цилиндра, <img width=«71» height=«24» src=«ref-2_1212551314-177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">мм2 .
<img width=«245» height=«45» src=«ref-2_1212551491-575.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155"> м/с,
т.е. предельная скорость не превышена.
Толщина окна цилиндра:
<img width=«132» height=«21» src=«ref-2_1212552066-228.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">см.
Рассчитаю угол запаздывания j2
<img width=«301» height=«57» src=«ref-2_1212552294-886.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157"> (2.3.6)
где
<img width=«37» height=«24» src=«ref-2_1212553180-116.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1158"> номинальное давление насоса в полости нагнетания, <img width=«57» height=«24» src=«ref-2_1212553296-153.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">МПа;
<img width=«48» height=«27» src=«ref-2_1212553449-207.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160"> давление в полости всасывания, пренебрегу им;
Е – модуль упругости жидкости, Е = 1500 МПа;
<img width=«35» height=«25» src=«ref-2_1212553656-134.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">— мертвый объем. <img width=«35» height=«25» src=«ref-2_1212553656-134.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">=1,1 <img width=«28» height=«21» src=«ref-2_1212553924-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">
<img width=«379» height=«51» src=«ref-2_1212554038-832.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">
Вычислим угол упреждения j1
<img width=«364» height=«57» src=«ref-2_1212554870-1017.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">, (2.3.7)
где V— объём жидкости в цилиндре в конце хода всасывания. V=12.5<img width=«28» height=«21» src=«ref-2_1212553924-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">
<img width=«428» height=«51» src=«ref-2_1212556001-892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">
2.4 Расчет сил действующих в распределительном узле
Срок службы и герметичность аксиально-поршневой гидромашины во многом зависит от сил, действующих в распределительном узле, ввиду чего правильное определение усилий, действующих на стыке между цилиндровым блоком и распределительным диском, а также гидростатическое уравновешивание этих сил, являются общей проблемой для всех типов этих машин.
Расчет сил действующих в распределительном узле затруднен, поскольку цилиндровый блок находится под сложным воздействием: 1) сил давления жидкости в цилиндрах и стыковом зазоре между поверхностями контакта блока и золотника; 2) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах; 3) боковые составляющие сил давления; 4) центробежные силы поршней; 5) сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью цилиндрового блока.
Из всех указанных основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и в стыковом зазоре, по этому в первом приближении учитывают только эти силы.
Цилиндровый блок находится под действием: а) силы Fпрдавления жидкости на донышки цилиндров; б) противодействующих им сил Fотждавления жидкости в рабочем окне и в стыковом зазоре. При этом должно быть обеспечено Fпр>Fотж.
<img width=«353» height=«32» src=«ref-2_1212556893-594.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">, (2.4.1)
Где: n– минимальное число цилиндров, одновременно соединяющихся с полостью нагнетания, n=5;
Sц– Площадь сечения цилиндра, Sц=314мм2;
Sокн– площадь распределительного окна золотника, Sокн=1020 мм2;
Sконт– площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны рабочего окна, Sконт=1385 мм2;
Pн– давление нагнетания;
Рср – среднее давление в стыковом зазоре, Рср=0,5×Рн=0,5×40=20 МПа.
<img width=«189» height=«25» src=«ref-2_1212557487-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">
<img width=«265» height=«41» src=«ref-2_1212557829-519.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">
<img width=«76» height=«25» src=«ref-2_1212558348-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">
Превышение сжимающей силы над раскрывающей не должно вызывать излишних сил трения и износа сопряженных деталей.
Оценку распределителя по этому параметру производят в практике по так называемому коэффициенту поджима m, примем m=15%.
<img width=«133» height=«49» src=«ref-2_1212558547-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172">, (2.4.2)
<img width=«223» height=«44» src=«ref-2_1212558885-502.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">
Дополнительное прижатие обеспечим пружиной.
<img width=«267» height=«47» src=«ref-2_1212559387-614.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">
<img width=«289» height=«27» src=«ref-2_1212560001-461.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">
2.5 Расчет вала насоса
Предварительно диаметр вала будем считать из расчета на чистое кручение:
<img width=«137» height=«63» src=«ref-2_1212560462-751.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176"> (2.5.1)
где
М – момент на валу насоса. Определяется по формуле:
<img width=«89» height=«55» src=«ref-2_1212561213-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">, (2.5.2)
<img width=«242» height=«55» src=«ref-2_1212561632-1009.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178"> Н×м,
<img width=«44» height=«31» src=«ref-2_1212562641-233.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">допускаемые напряжения при изгибе. Определяется приближенно по формуле:
<img width=«79» height=«56» src=«ref-2_1212562874-367.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180">, (2.5.3)
где
σТ – предел прочности. Для стали 40Х σТ=800 МПа,
KT– коэффициент прочности, ориентировочно примем 3.
Тогда:
<img width=«206» height=«55» src=«ref-2_1212563241-860.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">МПа
<img width=«275» height=«58» src=«ref-2_1212564101-1343.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">мм
2.6 Подбор подшипников
Так как в зоне нагнетания может находится одновременно 6 поршней, следовательно силы FAи FNследует также увеличить в 6 раз.
<img width=«214» height=«33» src=«ref-2_1212565444-806.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183"> Н,
<img width=«201» height=«33» src=«ref-2_1212566250-780.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184"> Н,
Определим реакции в опорах подшипников:
<img width=«518» height=«168» src=«ref-2_1212567030-7729.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">
Рисунок 2.6.1 – Силы нагружения
<img width=«196» height=«30» src=«ref-2_1212574759-640.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185"> Н,
<img width=«130» height=«30» src=«ref-2_1212575399-501.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186"> Н,
<img width=«100» height=«28» src=«ref-2_1212575900-437.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187"> Н,
Для первой опоры выбираю роликовый радиальный подшипник 42313. Для второй роликовый конический 7613А.
При подборе подшипников по динамической грузоподъемности учитывается нагрузка и число ее циклов. Для роликовых подшипников справедливы равенства:
<img width=«93» height=«44» src=«ref-2_1212576337-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029">, (2.6.1)
Где Lh– расчетное число часов;
n– частота оборотов мин-1
<img width=«71» height=«55» src=«ref-2_1212576616-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188">, (2.6.2)
где Lna– число циклов, млн. оборотов;
с- динамическая грузоподъемность подшипника, Н;
Р – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;
Эквивалентную радиальную нагрузку для роликовых подшипников определяем по формуле:
<img width=«167» height=«24» src=«ref-2_1212576883-306.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030">, (2.6.3)
Kб– коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, Kб=1 ;
КТ – температурный коэффициент, при t<105°С КТ=1;
V=1 – коэффициент вращение кольца;
X; Y— коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие ради альной и осевой нагрузок. Х=0.4, Y=0,72.
<img width=«246» height=«18» src=«ref-2_1212577189-333.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">Н,
<img width=«161» height=«54» src=«ref-2_1212577522-496.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190">млн. оборотов.
<img width=«142» height=«44» src=«ref-2_1212578018-388.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191"> ч.
2.7 Выбор зазоров
Масла обладают хорошей смазывающей способностью в гидродинамических условиях при обеспечении достаточно больших зазоров между трущимися парами более 0,5 мкм. При повышении нагрузок и уменьшении зазоров наступает переход к граничному трению, характеризующемуся соприкосновению граничных пленок, которые предотвращают контакт чистых металлов и их схватывание.
При уменьшении зазора между блоком цилиндров и поршнем, это приведет к увеличению утечек, то есть к уменьшению объемного КПД.
При повышении точности обработки цилиндра позволяет повысить КПД и обеспечить взаимозаменяемость при сборке поршневой группы.
Технологический диаметр поршня назначают так, чтобы между поршнем и цилиндром обеспечивался гарантированный зазор:
<img width=«121» height=«53» src=«ref-2_1212578406-669.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">.
Оптимальным считаю зазор <img width=«90» height=«22» src=«ref-2_1212579075-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193"> так как в данном сопряжении (плунжер-блок) температурное расширение не оказывает влияние на изменение зазоров.
В сопряжении блок-диск принимаю <img width=«90» height=«22» src=«ref-2_1212579075-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">.
2.8 Расчет объемных потерь
Утечки масла в аксиально-поршневых гидромашинах происходят по зазорам между цилиндрами и поршнями и между блоком цилиндров и сферическим распределителем. Эти утечки в зазорах определяются по формуле:
<img width=«146» height=«58» src=«ref-2_1212579749-830.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195"> , (2.8.1)
где
D– высота щели;
m— динамическая вязкость; определяется по формуле:
m=<img width=«32» height=«17» src=«ref-2_1212580579-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196">, (2.8.2)
где
r — плотность жидкости, r =850кг/м3;
<img width=«25» height=«15» src=«ref-2_1212580690-94.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">кинематическая вязкость, <img width=«13» height=«15» src=«ref-2_1212580784-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">= 16сСт;
<img width=«302» height=«29» src=«ref-2_1212580868-947.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199"> (2.8.3)
<img width=«24» height=«28» src=«ref-2_1212581815-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200"> = p<img width=«12» height=«13» src=«ref-2_1212581936-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">d– периметр щели;
l– средняя длина поршня, находящаяся в цилиндре, l=70 мм .
Определю утечки по зазорам между цилиндрами и поршнями:
<img width=«165» height=«52» src=«ref-2_1212582017-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201"> (2.8.4)
<img width=«358» height=«49» src=«ref-2_1212582451-1579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202">
Определю утечки по зазорам в распределительном узле:
<img width=«142» height=«53» src=«ref-2_1212584030-530.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203"> (2.8.5)
где
<img width=«22» height=«24» src=«ref-2_1212584560-110.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204">– периметр щели на распределителе, найдем по формуле:
<img width=«381» height=«74» src=«ref-2_1212584670-1472.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205"> (2.8.6)
где
<img width=«33» height=«26» src=«ref-2_1212586142-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206"> – угол полукольцевого окна входа на распределителе, примем равным <img width=«84» height=«27» src=«ref-2_1212586269-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207">
<img width=«534» height=«60» src=«ref-2_1212586470-1204.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">
<img width=«13» height=«25» src=«ref-2_1212587674-97.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209">– длина щели, примем равной величине уплотняющего пояска, l2=4.5 мм;
<img width=«310» height=«53» src=«ref-2_1212587771-917.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210">.
Определю суммарные утечки
<img width=«154» height=«28» src=«ref-2_1212588688-324.coolpic» hspace=«12» v:shapes="_x0000_s1429"> (2.8.7)
<img width=«350» height=«28» src=«ref-2_1212589012-900.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211">
2.9 Расчет механических и гидравлических потерь
Преобразование энергии – гидравлической в механическую в гидронасосах обеспечивается за счет движения рабочих элементов, которое сопровождается потерями энергии на трение механических частей.
Определим момент трения, развиваемый при движение поршней в цилиндрах блока.
<img width=«314» height=«53» src=«ref-2_1212589912-892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212"> (2.9.1)
где
<img width=«19» height=«23» src=«ref-2_1212590804-154.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213"> – коэффициент трения; <img width=«16» height=«21» src=«ref-2_1212590958-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214"> = 0,05.
Определим максимальный момент трения при Sin<img width=«15» height=«20» src=«ref-2_1212591051-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215">=1
<img width=«13» height=«25» src=«ref-2_1212475434-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216"><img width=«430» height=«52» src=«ref-2_1212591304-1575.coolpic» v:shapes="_x0000_i1217">
<img width=«404» height=«57» src=«ref-2_1212592879-1342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218"> (2.9.2)
где
pср– среднее значение прижимающего усилия
<img width=«31» height=«32» src=«ref-2_1212594221-207.coolpic» v:shapes="_x0000_i1219"> — площадь опорной поверхности сферического распределителя; Fоп= p <img width=«12» height=«13» src=«ref-2_1212581936-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220">Dоп<img width=«40» height=«28» src=«ref-2_1212594509-162.coolpic» v:shapes="_x0000_i1221">;
Dоп– средний диаметр опорной поверхности; Dоп= 9 см;
<img width=«30» height=«30» src=«ref-2_1212594671-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222"> — ширина опорного пояска; принимаю <img width=«32» height=«32» src=«ref-2_1212594785-206.coolpic» v:shapes="_x0000_i1223">= 5 мм;
<img width=«222» height=«30» src=«ref-2_1212594991-735.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224">
<img width=«64» height=«33» src=«ref-2_1212595726-258.coolpic» v:shapes="_x0000_i1225"> площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны окна нагнетания;
<img width=«132» height=«29» src=«ref-2_1212595984-449.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226">.
<img width=«581» height=«47» src=«ref-2_1212596433-1301.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227">
2.10 Ориентировочный расчет коэффициентов полезного действия
В гидромашине имеют место потери мощности на трение в подшипниковых парах: hп =0,98 – КПД дного подшипника;
<img width=«229» height=«71» src=«ref-2_1212597734-1032.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228"> , (2.10.1)
где
Мкр – теоретический крутящий момент на валу мотора;
<img width=«221» height=«44» src=«ref-2_1212598766-548.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229">
Так как мы не учитывали гидравлические потери, принимаю <img width=«29» height=«23» src=«ref-2_1212599314-115.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">=0,90.
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Сквозной цикл производства блока цилиндров двигателя
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Планеты Земной группы
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Фреймовые модели представления знаний
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Система автоматического регулирования
2 Сентября 2013