4.6. Розрахунок торцьового розподілення рідини і маслопровідних каналів

Приймаємо, що вікно в блоці циліндрів вписується в циліндр, а його вісь збігається з віссю цього циліндра, тобто D₀=D_б(рис. 4.2, 4.3).

Площа вікна [1]:

(4.16)

де F – площа перерізу циліндра,

Тоді

Радіус закруглення вікна

; (4.17)

Приймаємо ρ₁= 3 мм, а ширину вікна 2ρ₁= 6 мм.

Центральний кут серпоподібного вікна блоку циліндрів

(4.18)

Площа серпоподібного вікна блоку

; (4.19)

Рисунок 4.3 – Схема вікна в дні циліндра

Максимальна швидкість рідини в підвідних вікнах ротору

; (4.20)

.

Сила, яка притискає один сектор блоку з центральним кутом ψдо розподільного диска

; (4.21)

Сила, яка відтискає цей сектор,

(4.22)

де λ– коефіцієнт; для машин з похилим диском

λ= 0,86 ... 0,91.

Приймемо λ= 0,9. Тоді

Р_ВІД= 0,9 ·4816=4334Н.

Ширина ущільнюючих поверхонь

; (4.23)

Приймаємо а₁= 1,8мм.

Зовнішній діаметр D₆розподільного диска приймаємо рівним зовнішньому діаметру ротора

D₆=D_з= 120мм,

а всі інші діаметри – згідно з рис. 4.4.

Визначимо кут перекриття. Для насосів цей кут вибирають = 1⁰= = 0,017 рад. Це відповідає довжині дуги:

; (4.24)

Рисунок 4.4 – Розподільний диск

Приймаємо с= 1 мм. Виконуємо серпоподібними вікна розподільного диска. Тоді кут позитивного перекриття

; (4.25)

Площа ущільнюючих поверхонь I та II( рис. 4.4)

; (4.26)

Площа опорної поверхні III

; (4.27)

Середній питомий тиск на розподільнику

; (4.28)

Середня швидкість ковзання розподільника

; (4.29)

.

Питома потужність на поверхні тертя

; (4.30)

Коефіцієнт тертя на поверхні розподільника

(4.31)

де μ – динамічний коефіцієнт в’язкості.

Для масла ИГП-30 [7] кінематична в’язкість за температури 50 ⁰Сν₅₀= 30 мм²/с, густинаρ= 885 кг/м³. Тодіμ=μ₅₀=ν₅₀·ρ= 30·10^-6·885 = 2,65·10^-2кг/м^.с, а коефіцієнт тертя

Середній діаметр опорної поверхні

; (4.32)

Момент сил тертя у вузлі розподілу рідини [3]:

; (4.33)

Проведемо перевірочний розрахунок вузла торцьового розподілу [15]. Подамо сили, що діють на торець ротора, як рівнодіючі рівномірно розподіленого навантаження, що діють по напівкільцях середніх радіусів х^/₁,х^/₂,х^/₃і(рис. 4.5). Тоді сили

; (4.34)

; (4.35)

; (4.36)

; (4.37)

Середні радіуси напівкілець

; (4.38)

; (4.39)

; (4.40)

Точками прикладання цих сил приймаємо центри мас напівкілець:

; (4.41)

; (4.42)

; (4.43)

; (4.44)

Рисунок 4.5 – Схема дії сил в вузлі торцьового розподілу рідини

Приймемо значення сили пружини, яка здійснює попереднє піджимання ротора:

Н.

Різниця сил, що притискують ротор до розподільного диска і віджимають:

; (4.45)

Різниця перекидаючого моменту

; (4.46)

Умови /25/ будуть виконані, якщо

;

Кут серпоподібного вікна розподільного диска (рис. 4.4)

.

Площа серпоподібного вікна розподільного диска

; (4.47)

Швидкість рідини в підводящому каналі насосу

(4.48)

4.6. Розрахунок вала і його опор

4.6.1. Розрахунок і вибір підшипника похилого диску

Згідно схеми силового зв’язку похилого диску і штовхачів (рис. 4.6) зусилля Р, яке розвивається поршнем, розкладається на нормальнеN, що сприймається підшипником, і радіальнеР_р, яке сприймається напрямляючою.

Рис 4.6 - Схема силового зв’язку похилого диску і штовхача

Нормальне сумарне зусилля на підшипник

; (4.49)

Вважаючи, що насос повинен працювати не менш як h= 5000 год, з частотою обертівn_н= 1500 об/хв, короткочасним перевантаженням на 125% розрахункового навантаження (коефіцієнт безпекиК_б= 1,2) і при температурному коефіцієнтіК_т= 1, знайдемо еквівалентне навантаження [27]:

; (4.50)

N_е=43937,7·1,2·1 =52725Н.

Виходячи зі значення еквівалентного навантаження за існуючими методиками вибираємо підшипник 8311. Враховуючи, що штовхачі передають нерівномірне навантаження на кільце, вибираємо товщину цього кільця на 8 мм більше за стандартне, виготовляючи його із сталі ШХ-15, загартованої до твердості HRC 61 ... 63.

Враховуючи, що згідно з конструктивною схемою штовхачі повинні входити всередину циліндрів, приймаємо діаметр штовхачів d₁= 16мм. При цьому максимально допустимий радіусrсферичної головки штовхача з умов контакту кільця підшипника зі сферою буде

; (4.51)

Приймаємо r=23мм. Хоч у цьому випадку за повністю видвинутого штовхача центр сфери не лежить у межах напрямляючої, вважаємо це допустимим, тому що поршень розвантажений від радіальних сил.

Контактні напруження у місці контакту сферичної головки штовхача і кільця упорного підшипника

; (4.52)