Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использовани (стр. 3 из 5)
Wмин =
, (2.2.12) 
м3. 
Суммарные напряжения:
, (2.2.13)где
yб – коэффициент снижения допускаемого напряжения, зависит от гибкости l и определяется (приближенно) по таблице.
, (2.2.14) 
КШ- запас прочности, приму КШ = 1,8;
предел усталостной прочности при продольном сжатии и пульсирующем характере нагружения, s-1 = 700 МПа. 
МПа. 
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.
Рисунок 2.3.1 – Торец цилиндрического блока и его геометрия.
Углы j1и d1 показывают, насколько момент перекрытия окон цилиндра опережает момент прихода его оси в нейтральное положение, а углы j2 и d2 - углы запаздывания показывают, насколько момент открытия окон отстает от момента прохода цилиндром нейтрального положения. При увеличении углов j2 и d1 повышается компрессия жидкости в цилиндрах перемещающимися поршнями, а при увеличении углов j1 и d2 повышается 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 r по формуле:
, (2.3.1)где
отношение площади окна и площади цилиндра, принимаю равным 0,5.r
мм.Вычислим углы
, 
и 
. 
принимаю равным 85мм для сниженияокружных скоростей. = arcsin
= arcsin 
12,25°; (2.3.2) = arcsin
= arcsin 
= 6,1°; (2.3.3) = 
= 12,25-6,1 = 6,15°. (2.3.4)
Скорость жидкости в окне цилиндра не должна превышать 7,5 м/с.
, (2.3.5)где
V0 – Скорость жидкости в окне цилиндра;
F0 – площадь окна цилиндра,
мм2 . 
м/с,т.е. предельная скорость не превышена.
Толщина окна цилиндра:
см.Рассчитаю угол запаздывания j2
(2.3.6)где
номинальное давление насоса в полости нагнетания, 
МПа; 
давление в полости всасывания, пренебрегу им;Е – модуль упругости жидкости, Е = 1500 МПа;
- мертвый объем. =1,1 
Вычислим угол упреждения j1
, (2.3.7)где V - объём жидкости в цилиндре в конце хода всасывания. V=12.5
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 Fпр давления жидкости на донышки цилиндров; б) противодействующих им сил Fотж давления жидкости в рабочем окне и в стыковом зазоре. При этом должно быть обеспечено Fпр>Fотж.
, (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.
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%.
, (2.4.2) 
Дополнительное прижатие обеспечим пружиной.
2.5 Расчет вала насоса
Предварительно диаметр вала будем считать из расчета на чистое кручение:
(2.5.1)где
М – момент на валу насоса. Определяется по формуле:
, (2.5.2) 
Н×м, 
допускаемые напряжения при изгибе. Определяется приближенно по формуле: 
, (2.5.3)где
σТ – предел прочности. Для стали 40Х σТ=800 МПа,
KT – коэффициент прочности, ориентировочно примем 3.
Тогда:
МПа