Практическая работа №2

Тема: Изучение конструкции насоса НЦ320

Цель работы: разобраться в конструкции насоса, его основных узлов и деталей

Задание:

1) Пользуясь каталогом деталей и сборочных единиц насоса НЦ320 составить конспект, опираясь на список ключевых вопросов:

- тип насоса, область применения;

- основные технические характеристики насоса;

- привод насоса, тип редуктора;

- характеристика основных узлов и деталей гидравлической части насоса.

2) Изобразить принципиальные схемы следующих узлов:

- сальникового уплотнения штока;

- эксцентрикового вала;

- клапана;

- штока с поршнем.

3) Задание на карточках (листы каталога А, Б, В, Г) – закрасить разными цветами следующие сборочные единицы:

НАСОСА НЦ-320 (ЛИСТ А) - предохранительный клапан; - указатель масла; - шток поршня; - манометр; - разделитель манометра.	ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ЧАСТИ НАСОСА (ЛИСТ В) Крышка Манжета под крышку Коронка Втулка цилиндровая Уплотнение цилиндровой втулки Крышка клапана Гайка клапанной крышки Блок клапанных коробок Пружина клапана Клапан в сборе Корпус сальника Коллектор всасывающий
приводной части насоса (ЛИСТ б) а) Вал эксцентриковый с шатунами; б) крейцкопф; в) червяк; г) подшипник; д) станина; е) крышка станины; ж) узел подшипника: - стакан, - подшипники, - крышка, - насос пластинчатый, - фланец.	БЛОКА КЛАПАННЫХ КОРОБОК (ЛИСТ В) Седло клапана Коробка клапанная ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО КЛАПАНА (ЛИСТ Г) Кожух Шток Гвоздь предохранительный Корпус Уплотнение

Контрольные вопросы:

1. Область применения насоса НЦ320.

2. Основные технические характеристики насоса НЦ320.

3. Назначение и принцип работы предохранительного клапана.

4. Конструкция гидравлической части насоса.

5. Конструкция приводной части насоса.

6. Устройство сальникового уплотнения штока.

7. Устройство клапанов.

8. Конструкция эксцентрикового вала.

9. Смазка узлов насоса.

Практическая работа № 3 Тема: Определение усилий в основных деталях поршневых насосов

Цели работы:

формирование умения определять численное значение и характер нагрузок, действующих на детали поршневых насосов;

закрепление материала по конструкции поршневых и плунжерных насосов;

углубление знаний условий работы деталей кривошипно-шатунного механизма насосов.

Общие сведения

Поршневые и плунжерные насосы по принципу действия относятся к гидравлическим машинам жесткого типа, т. е. их подача не зависит от давления и нагнетаемой линии, а зависит только от размеров рабочей камеры. Поэтому нагрузка, приходящаяся на детали кривошипно-шатунного механизма определяется развиваемым насосом давлением и площадью поперечного сечения поршня (плунжера). Эта нагрузка имеет достаточно большое значение и от нее зависят параметры и исполнение приводной части поршневых и плунжерных насосов.

Так как в процессе курсового и дипломного проектирования студентам приходиться выполнять проверочные, а иногда и проектировочные расчеты, то имеется целесообразность выполнять практическую работу по определению нагрузок на узлы и детали кривошипно-шатунного механизма. В данной практической работе предлагается определять нагрузки действующие на шток, шатун, направляющие ползуна и кривошип.

Задание

Пользуясь данными таблицы 3.1, определить нагрузки на основные детали поршневого насоса, рассчитать значения мощностей (гидравлической и приводной) и КПД насоса.

Методика решения задачи

В данном случае исходными данными являются:

- тип насоса,

- развиваемое насосом давление,

- размеры поршня (плунжера),

- размеры деталей кривошипно-шатунного механизма.

Вычерчивается кинематическая схема кривошипно-шатунного механизма с указанием направления усилий.

В данной работе предлагается производить упрощенный расчет, т. е. не учитывая усилий, необходимых на преодоление сил инерции и трения в ползуне, уплотнениях поршня и штока.

Усилия вдоль штока

Р_шт = Р_н+Р_тр

где Р_н – сила создаваемая давлением нагнетания Р_н=р_н*F_п ;

где F_п – площадь поперечного сечения поршня, F_п= (π/4)*D_п;

Р_тр – суммарная сила трения обычно принимается равной 10…15 % от силы Р_н.

В шарнирном соединении шатуна с ползуном Р_шт разлагается на две составляющих: сила Р_ш действует вдоль шатуна, сила Р_п действует на параллели ползуна.

; Р_п = Р_шт*tg β

где β – угол отклонения шатуна от горизонтального положения.

Из этих выражений следует, что максимальное значение Р_ш и Р_п возникает при наибольшем значении угла β, т. е. при угле поворота кривошипа на угол 90 градусов, тогда

; ;

для определения этих тригонометрических функций вводится обозначение , и оно имеет значение как правило 1/5…1/6.

Сила, направленная вдоль шатуна в т. А разлагается на две составляющие N и T:

N – направлена вдоль кривошипа и воспринимается подшипниками кривошипного вала.

T – направлена перпендикулярно кривошипу и создает крутящий момент на кривошипном валу. Силы определяются следующим образом:

N = Р_ш*cos φ;

T = Р_ш*cos φ

Здесь ввиду небольшого значения угла β, им пренебрегается. Определив величину тангенциального усилия Т, можно определить величину крутящего момента и мощность на кривошипном валу и сравнить ее с мощностью, определяемой из значений подачи и развиваемого давления по следующим формулам:

М_кр = Т*r; N_кр = М_кр*ω; N_r = Р_кр*Q

Пример выполнения задачи

Исходные данные:

- насос 9Т;

- давления нагнетания Р_н=32 МПа;

- теоретическая подача насоса Q=3 дм³/с;

- длина хода поршня S=250 мм;

- частота двойных ходов в минуту n=28 мин^-1;

- диаметр поршня D_п=100 мм.

Изображается кинематическая схема с направлением усилий. Определяется усилие, действующее на шток:

Р_шт=Р_н+Р_тр

Р_н=р_н*F_п=32*10⁵*0,785*0,1²=251,2 кН

Р_тр=0,12*251,2=30 кН

Р_шт=251,2+30=281,2 кН

Сила, действующая вдоль шатуна при условии, что

; β_мах=11°; tg β_мах=0,2;

; кН

P_п = Р_шт*tgβ_мах = 281,2*0,2 = 56,24 кН

Величина полного крутящего момента зависит от угла поворота кривошипа φ, и имеет максимальное значение при φ=90 градусов

М_{кр мах} = Р_ш*r = 286,7*0,125 = 35,8 кН*м

Мощность насоса, исходя из момента крутящего М_кр на кривошипном валу

N=M_{кр мах}*ω

N = М_{кр мах}*2πn=35,8*10³*2*3,14* =105 кВт

Мощность, исходя из подачи насоса и давления

N_r=Р_н*Q=32*10⁶*3*10^-3=96 кВт

Как видно, из сопоставления мощностей, мощность на кривошипном валу несколько выше вследствие наличия потерь мощности в гидравлической и приводной частях насоса. Определяется коэффициент полезного действия насоса:

Контрольные вопросы

1. Что такое «жесткая» характеристика насоса?

2. Какие напряжения возникают в теле цилиндровой втулки?

3. Какого характера напряжения возникают в теле штока насоса двойного действия?

4. От чего зависят усилия, действующие на шатун?

5. Для чего необходимо определять усилия на кривошипе?

6. От каких факторов зависит гидравлическая мощность насоса?

Таблица 3.1

№ варианта	Тип насоса	Рн, МПа	S, мм	n, мин-1	D, мм	Q, дм3/с
1	9Т	11,7	250	54	115	7,9
2	У8-7	13,9	400	66	200	50,9
3	У8-6М	12,2	400	66	180	40,4
4	У8-6МА	21,9	400	65	140	24,4
5	БРН-l	12,3	300	72	160	24
6	12Гр	19,6	250	65	130	13
7	13Гр	13,8	250	70	110	9
8	11Гр	23,8	279	130	178	45,2
9	12-Р-160	28	304,8	120	184,2	48,6
10	9МГр	6	250	90	125	18,15
11	УНБ-1250	40	450	60	150	26,7
12	11Гр	6,5	150	100	80	4,43