4.6.2. Приблизний розрахунок валу і його опор на міцність

Схему навантаження приймаємо відповідно з рис. 4.7. Вважаємо, що на кінці вихідного валу насосу встановлена шестірня, яка створює на вал реактивну силу Р₂. СилаР₁ обумовлена радіальними складовими (рис. 4.6), які діють з боку нагнітання і всмоктування.

Приймаючи діаметр початкового кола шестерні d₀= 60 мм, а кут зачепленняα= 20⁰, визначимо сили

; (4.53)

; (4.54)

Рисунок 4.7 – Схема навантаження валу та епюри моментів

З конструктивних міркувань вибираємо: L= 227мм;l₁=79мм;l₂=148мм;l₃=49мм;l₄=123мм ( рис. 4.7).

Реакції

; ; (4.55)

; ; (4.56)

В разі протилежного напрямку сили Р₂реакції складуть

; (4.57)

; (4.58)

Епюри моменту обертання М_обі вигинаючих моментівМ_вигіМ^/_виг(за оберненої діїР₂₎показані на рис. 4.7.

Вигинаючий момент в найбільш нагруженому перерізі

Діаметр вала d_вв найбільш нагруженому перерізі виходячи з теорії міцності найбільших дотичних напружень і приймаючи допустиме напруження на вигин [σ]_ІІІ= 100 МПа (для легованої сталі)

; (4.59)

.

Приймаємо діаметр вала в найбільш нагруженому перерізі d_в= 48мм.

Вибираємо підшипник 8311, проводячи його конструктивне дороблення.

Враховуючи, що зовнішній діаметр підшипника опори Вповинен бути меншим за 68 мм (внутрішній діаметр серпоподібних вікон), встановлюємо два радіальних шарикопідшипники типу 204 з зовнішнім діаметром 47 мм.

Діаметр вихідного валу насосу приймаємо 40 мм.

4.6.3. Наближений розрахунок привідного валу на жорсткість

Приймаємо, що привідний вал являє собою суцільний рівний вал діаметром 42 мм, встановлений на ножевих опорах.

Момент інерції

; (4.60)

Найбільший вигин між опорами АіВ[28,74]

; (4.61)

Кути θ_Аіθ_Вповороту в опорахАіВ

; (4.62)

; (4.63)

Вигін під шестернею

; (4.64)

4.7. Розрахунок нерівномірності витрати насосу

Для випадку непарної кількості циліндрів Zкоефіцієнт нерівномірності витрати насосу

; (4.65)

.

4.8. Розрахунок об’ємного, механічного і повного ккд

4.8.1. Об’ємний ккд

Витрати Q_В1через щілину між поршнями і циліндрами визначаємо виходячи із довжиниl₁контакту поршня з циліндромl₁= 22,7мм, діаметрального розміру щілин δ₁≈ 0,002 см = 0,02 мм.

; (4.66)

Втрати Q_В2у вузлі торцьового розподілу рідини визначаємо виходячи із зазоруδ₂між блоком циліндрів і розподільним дискомδ₂= 0,02 мм (з урахуванням можливих деформацій) і вважаючи, що між серпоподібними вікнами розподільного диска весь час знаходяться серпоподібні вікна блока циліндрів.

; (4.67)

Теоретична подача насосу

; (4.68)

.

Об’ємний ККД

; (4.69)

.

4.8.2. Механічний ккд

Приймаємо ККД упорного підшипника η₁= 0,99, ККД радіального шарикопідшипникаη₂= 0,995. Тоді загальний ККД шарикопідшипників

Для обчислення витрат на тертя поршнів об стінки циліндрів визначимо максимальну швидкість поршня

; (4.70)

Момент сил рідинного тертя

; (4.71)

Для обчислення витрати на тертя штовхачів об стінки циліндрів визначимо реакції Т₁іТ₂(рис. 4.6) від складовоїР_рсили тиску із умови рівноваги

; (4.72)

; (4.73)

Вважаючи, що густина матеріалу штовхача ρ₂= 7800 кг/м³, знайдемо відцентрову силу:

; (4.74)

Приймаючи коефіцієнт тертя f^/= 0,02, визначимо момент від сил тертя штовхачів об напрямляючу:

; (4.75)

Механічний ККД насосу

; (4.76)