Механический кпд насоса

Крутящий момент , затрачиваемый на приводном валу насоса, равен сумме следующих моментов:

1) теоретического момента М, затрачиваемого на создание давления жидкости в объеме, описываемом рабочими элементами насоса;

2) момента механического трения , зависящего от величины перепада давления, создаваемого насосом, и включающего трение в зацеплении, в подшипниках и в торцах шестерен при наличии поджатия;

3) сопротивления , не зависящего от величины нагрузки, и связанного с гидравлическими и механическими потерями, зависящими от числа оборотов [1, стр. 85].

где - неполный механический КПД, который можно принять равным 0,85;

Механический КПД насоса:

Общий кпд насоса:

5. Прочностной расчет гидромашины Расчет зуба на прочность

Для шестерен применен метод химико-термической обработки – цементация (твердость поверхностного слоя HRC 62…65).

а)Проверка на контактную прочность :

Допускаемые контактные напряжения:

,

где

K_HL=1-коэффициент долговечности;

S_H=1,1-коэффициент безопасности.

Контактные напряжения:

,

где Z_M=275(МПа)^1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

Z_H=1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_E=1 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_H= ,

где =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,02 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

=1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Тогда,

.

б) Проверка на изгибную прочность:

Допускаемые изгибные напряжения:

,

где =750МПа;

K_FL=1-коэффициент долговечности;

K_FC=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (односторонняя нагрузка);

S_F=2 – коэффициент безопасности.

Напряжения изгиба:

где Y_F =5,4-коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_E=1/e=1/1,24=0,81-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

e=1,88-3,2(1/z₁+1/z₂)=1,88-0,64=1,24 – коэффициент торцового перекрытия;

Y =1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

K_F= =1·1,02·1,1=1,12,

где =1-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,02-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

=1,1-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Тогда,

Следовательно, при данных условиях работы обеспечивается контактная и изгибная прочность зубьев.

Расчет корпуса

Расчет толщины стенок корпусов насосов производится редко и только в насосах высокого давления исходя из величин пробных давлений и выбранного материала корпуса. Соотношение величин пробных и рабочих давлений при этом принимаются согласно таблице 6 [2, стр. 118].

Величина напряжения в стенках корпуса рассчитывается по формуле:

где R – наружный радиус корпуса;

– радиус окружности головок шестерен;

= 70 МПа – допускаемое напряжение растяжения для чугунного литья;

σ – напряжение во внутренних волокнах стенок корпуса;

– максимальное давление нагнетание, на которое производится статическое испытание корпуса и которое превышает рабочее давление нагнетания в 1,5…2 раза.