Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использовани (стр. 2 из 5)

2.1.1 Определение диаметров поршней

, (2.1.2)

где

- 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:

К_D – дезаксиал. К_D=1,05.

мм,

Из ряда стандартных диаметров по ГОСТ 12447 – 80 выберем d_п=20 мм.

2.1.2 Определение основных размеров блока цилиндров

Определим диаметр делительной окружности блока цилиндров:

, (2.1.3)

где

z- количество поршней;

диаметр поршня.

мм.

Наружный диаметр блока цилиндров:

, (2.1.4)

где

b – размер перемычки между двумя соседними цилиндрами,

, (2.1.5)

где

K_b – конструктивный коэффициент, предварительно принимаю 0,3.

мм.

Внутренний диаметр блока цилиндров:

, (2.1.6)

мм.

2.1.3 Расчет блока цилиндров на прочность и жесткость

Проверка блока цилиндров на прочность проводится по формуле:

, (2.1.7)

где

А – относительная толщина стенки цилиндра, А≤2,9.

P_p – максимальное давление нагнетания с учетом коэффициента запаса равным 1,5; P_p=60 МПа.

,

,

МПа,

для бронзы 60 МПа, а для стали 150 МПа. Принимаю в качестве материала сталь 20Х.

Проверка блока цилиндров на жесткость проводится по формуле:

, (2.1.8)

где

µ - коэффициент Пуассона, для стали µ=0,28,

Е – модуль упругости, Е=2×10⁵ МПа.

мкм

Дно цилиндра принимается не менее 2×b, то есть не менее 13.6 мм.

Радиус сферы под распределительный диск примем ориентировочно равным:

,

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

, во избежание нарушения прочности блока.

2.1.4. Определим максимальный ход поршней и длину шатуна

Определю максимальный ход поршня h_мах

(2.1.9)

= 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 F_n действующая на поршень раскладывается на две составляющие: F_N и F_A, и находится с ними в следующих зависимостях:

, (2.2.1)

где

S_п – площадь поршня.

Н,

, (2.2.2)

Н,

, (2.2.3)

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.

Рисунок 2.2.1 – Конструкция поршневой группы.

Определим диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.

, (2.2.4)

примем

мм.

Определим диаметр головки шатуна со стороны поршня.

, (2.2.5)

мм.

Длину поршня принимаю

=100мм.

Длину шатуна

выбираем исходя из условия, что:

, (2.2.6)

где

диаметр делительной окружности блока цилиндров

мм.

Диаметр шатуна определяем конструктивно:

мм.

Диаметр отверстия для подвода смазки в шатуне конструктивно принимаем

мм.

Определю угол наклона шатуна к оси поршня

, (2.2.7)

где

- длина шатуна;

дезаксиал;

диаметр окружности заделки шатунов в диске.

.

2.2.3 Проверка на прочность

Проверка прочности по опорным поверхностям сферических шарниров.

, (2.2.8)

где

площадь поршня;

К_с – коэффициент использования площади опорной поверхности; принимаю К_с = 1.

МПа,

Определим момент трения в шарнирах, возникающий при вращении блока цилиндров:

, (2.2.9)

где

f_тр = 0,13 – коэффициент трения(сталь по стали);

сила продольного сжатия;

диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.

.

Напряжение сжатия определим по формуле:

, (2.2.10)

где

сила продольного сжатия;

диаметр шатуна;

диаметр отверстия для подводки смазки в шатуне.

,

Напряжение изгиба.

, (2.2.11)

где

W_мин – момент сопротивления наиболее ослабленного сечения при изгибе;