Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
KR-2005.doc
Скачиваний:
31
Добавлен:
03.03.2016
Размер:
4.99 Mб
Скачать

4. Приклад розрахунку аксіально-поршневого насосу

4.1. Завдання до курсової роботи

Спроектувати роторний аксіально-поршневий насос:

- фактична витрата Qн= 95л/хв;

- тиск:

- нагнітання рн= 32 МПа;

- всмоктування рв= 0,63 МПа;

- частота обертання nн= 1500 об/хв;

- повний ККД ηн= 0,83;

- регулювання - нерегульований;

- конструктивні особливості – нахилений диск; розвантаження поршнів від дії бокових сил; торцьовий розподіл рідини.

Графічна частина - складальне креслення (не менше як дві проекції та необхідні розрізи).

4.2. Конструктивні основи гідромашини

Приймаємо за основу конструкції гідромашини, що проектується, схему насосу типу 2ГІ5-14 [32].

Звіряємо вихідні дані з:

  • ГОСТ 12445-80 (дод. 4) – номінальні тиски;

  • ГОСТ 12446-80 (дод. 5) – номінальні частоти обертання;

  • ГОСТ 13825-80 (дод. 6) – номінальні витрати рідини.

Вихідні дані відповідають стандартам, тому залишаємо їх незмінними.

4.3. Робочий об’єм, момент та потужність насосу

Робочий об’єм насосу

(4.1)

де ηн.о- об’ємний ККД насосу.

Згідно з табл. 2 приймаємо:

  • об’ємний ККД ηн.о= 0,94;

  • гідромеханічний ККД ηн.м= 0,92;

  • кількість робочих камер z= 9.

Тоді

За ГОСТ 13824-80 (дод. 7) вибираємо робочий об’єм qн=71см3/об.

Обертаючий момент на валі насосу

(4.2)

Потужність на валі насосу

(4.3)

або

(4.4)

Приймаємо Nн.в=60,5кВт.

Потужність привідного електродвигуна

кВт.

Вибираємо електродвигун 4АН225М4У3 потужністю75,0 кВт, частотою обертів 1500 об/хв (дод. 12).

Після розрахунку фактичних параметрів насосу необхідно уточнити потужність на валі насосу та тип електродвигуна.

4.4. Розміри витискувачів та робочих камер

Робочий об’єм поршневої машини

(4.5)

де d,hтаz– відповідно діаметр, хід поршнів та кількість робочих камер гідромашини.

Вище прийнято z= 9.

Для аксіально-поршневих насосів

(4.6)

Приймаємо

Тоді робочий об’єм насосу

(4.7)

Діаметр поршня згідно (4.7)

Приймаємо по ГОСТ 12447-80 (дод. 8) найближче значення d= 18мм.

Хід поршня

h= 2d= 2ּ 18= 36мм.

4.5. Розміри блоку циліндрів

Блок циліндрів необхідно розрахувати на міцність та жорсткість [3]:

(4.8)

де , тутa– товщина стінки умовної товстостінної труби (рис. 4.1);

[∆] – допустима деформація труби;

Е– модуль пружності матеріалу труби;

μ1– коефіцієнт Пуансона;

рр– розрахунковий тиск,

рр= 1,4рн = 1,4 ·32=44,8МПа.

Рекомендуються значення механічних властивостей сплавів, які приведені в табл. 7.1, де А* – відношення діаметрів умовної труби машин, що виробляються серійно.

Таблиця 7.1 – Механічні властивості бронзи та сталі

Величина

Одиниця

Матеріал

Бронза

Сталь

Е

[∆]

μ1

[σ]

А*

МПа

мкм

МПа

1,2·105

6 ... 7

0,32 ... 0,35

60

1,55 ... 1,68

2,2·105

8

0,23 ... 0,30

150

1,32 ... 1,43

Приймемо значення вказаних величин (табл. 7.1) виходячи із матеріалу блока циліндрів - сталь, поршнів – бронза (бажано вказати марку сталі і бронзи):

Е = 2,2·105МПа;= 8 мкм;= 150 МПа;= 0,3.

З умов міцності

З умов жорсткості

Приймаємо А= 1,9(більше, ніж 1,36та 1,8).

Рисунок 4.1 – Схема блоку циліндрів

Товщина стінки умовного циліндру з умов жорсткості

(4.9)

Попередньо визначаємо діаметр вала тільки з умови роботи вала насосу на кручення. Із розрахунку на деформацію кручення [26,28] діаметр вала

(4.10)

де В1– коефіцієнт, що залежить від допустимого кутаαзакручення вала на довжині 1 м; приймаємоα= 10, тодіВ1= 0,52;

Мк– момент обертання, Н.м;

З умов міцності на кручення [16]

(4.11)

де [τ]к – занижене допустиме напруження при крученні з урахуванням вигину. Приймаємо [τ]к = 25 МПа.

Тоді

Враховуючи шліцеве з’єднання вала і блока, приймаємо dв= 47мм.

Вибираємо значення аконструктивно таким, щоб діаметр внутрішнього отвору блока циліндрів був більшим, ніж попередньо розрахований діаметр привідного вала. Приймаємоа=9мм >аmin=8,1мм (рис. 4.1). Тоді

b= 1,3·а= 1,3·9= 11,7мм.

Діаметр Dбблоку по осям циліндрів може бути визначений із рівняння

(4.12)

де φ – центральний кут між вісями двох сусідніх циліндрів;

Тоді з (4.12)

Приймаємо Dб=87мм.

Внутрішній діаметр блока

Так як Dб=51мм значно більшеdв=47мм, приймаємоа=8,5мм >аmin=8,1мм.

Тоді

b= 1,3·а= 1,3·8,5=11,05мм,

мм.

Приймаємо Dб=85мм, та

мм.

Таким чином: а=8,5мм;в=11,05мм;Dб=85мм;Dв=50мм.

Зовнішній діаметр блока

, (4.13)

Dз=85+18+2·8,5= 120мм.

Уточнене значення ходу поршня з (4.7)

Кут γнахилу похилого диску

(4.14)

Довжина Вблока циліндрів [3] (рис. 4.2)

(4.15)

де l– довжина поршню;

b1– технологічний розмір;

b2– товщина дна.

Приймаємо: довжина поршню мм; технологічний розмірb1= 2,5 мм [53]. Товщина днаb2визначається із умовиb2b1; приймаємоb2= 8 мм.

Тоді

В= 31+ (0,8…1)27+2,5 + 8 = 63,1…68,5мм.

Приймаємо В=69мм.

Рисунок 4.2 – Схема циліндру

Матеріалом поршнів вибираємо бронзу БрАЖ9-4, блоку циліндрів - сталь 40Х.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]