Розрахунок та вибір насоса гідроприводу преса для порошкової металургії КРМ315

3.2 Розрахунок та вибір насоса

3.2.1. Визначення основних розмірів

Розрахунок  основних  деталей.

Визначення  робочого  об’єму  насоса

q=

де  - фактична подача;

 – об’ємний ККД насосу за Р=6.3 Мпа =0.9

Прий\маємо  за  ДСТ  13824-80   q =450 см³/об..

Уточнюємо  момент на валу

М=q*p_н* ή_м/2π=0.00045*6300000*0,9/2х3,14=351 Н_*м.

Корисне максимальне  навантаження  насоса

     N=M*n/9740=351х980/9740=35 кВт.

3.2 2. Визначаємо  діаметр  і хід поршня

З формули робочого обсягу q =(πd ²/4)hz.

Приймаємо z=7, h=2d.  

Одержуємо  d=³√q/5,498=³√(450*2)/21.98=3.4см.

Приймаємо з конструктивних міркувань за ДСТ6540-64  d=35 мм.

3.2.3. Визначаємо  розміри  блоку  циліндрів

Блок  циліндрів  необхідно розрахувати  на  міцність і  твердість

√[σ]+p/[σ]-p<A>√[Δ]E+dp(1-μ)/[Δ]E-dp(1+μ), де A=2a+d/d     а - товщина стінки умовної товстостінної труби;

[Δ] - припустима  деформація труби;

Е - модуль пружності матеріалу труби;

р - розрахунковий  тиск;

р =1,4р_max=1,4х6,3=8,8 МПа;

μ    - коефіцієнт Пуассона.

Приймаємо матеріал блоку циліндрів сталь, а поршнів - бронзу.

За умовою міцності   А _min  =√(150+32)/(150-32)=1,24.

За умовою твердості

А _min =√(6х10^-6х2,2х10⁵+25х10^-3х8,8(1-0,3)) (8х10^-6х2,2х10⁵25 х10^{- 3}х8,8(1+0,3))=1,18.

Приймаємо А _min  =1,2.

Товщина стінки умовного циліндра за умовою твердості

a=1/2d(A-1)= 1/2х35(1,2-1)=2,8 мм.

Попередньо визначаємо діаметр валу тільки за умовою роботи валу двигуна на крутіння. З розрахунку на деформацію  крутіння діаметр валу:

d=B₁⁴√10Mk, де B₁- коефіцієнт, що залежить від припустимого кута α закручування валу на довжині.

Приймаємо α=1, тоді B₁=0,52; Мк – момент обертання.

d=0,52 ⁴√10х351=4 см=40 мм.

За  умовою міцності на крутіння

d=³v/0,2[τ]_k, де [τ]_k- занижене допустиме  напруження  при крутінні з урахуванням прогину.

Приймаємо [τ]= 25 Мпа.

Тоді

d=³√450/0,2х25х10⁶=0,045 м=45 мм.

З урахуванням конструктивних  міркувань приймаємо діаметр валу  d=46 мм (на виході).

Визначаємо значення, а конструктивно таким, щоб діаметр блоку циліндрів був більшим, ніж попередньо  розрахований  діаметр приводного валу. Приймаємо а= 2.8мм>а_min=1 мм.

Діаметр D_б  блоку по осях циліндрів може бути визначений  з рівняння

1/2(в+a)=Dб/2sinφ/2, де φ- центральний кут між осями двох сусідніх циліндрів;

φ=2π/z=2х3,14/7=0,89 рад=51 ^о 43’

Тоді (малюнок 1)

D_б=в+d/sinφ/2=(7,8+20)/sin51 ^о 43’=86 мм.

Внутрішній діаметр блоку   

D_в=D_б-d-2a=86-35-2х3=45 мм.

З конструктивних міркувань приймаємо Dв=45 мм.

Зовнішній  діаметр блоку

D_в=D_б+d+2a=128 мм.

З конструктивних міркувань приймаємо Dв=130 мм.

Знайдемо кут γ і уточнимо  значення ходу поршня.

Хід поршня

h=4q/πd²z=4х450/3,14х3,5²х7=3,5 см=68 мм.

Кут  γ=arctg h/D_б= arctg35/86=22.14^о.

Довжина В  блоку циліндрів

В= h+(0,8...1)l+в₁ +в₂  ,

Де l-довжина поршня; в_{1-технологічний} розмір; в₂- товщина дна.

Приймаємо l=70 мм.

B=170 мм приймаємо з конструктивних міркувань.

Матеріал поршнів вибираємо бронзу Бр9, блоку циліндрів сталь 40Х.

3.2.4. Розрахунок торцевого розподільника рідини й масло провідних  каналів

У даній конструкції вікна блоку циліндрів не вписуються в циліндри D₀=86 мм.

Визначимо площу  вікна

F=(0,42...0,48)F,

Де   F=πd^2/4=3,14х20²/4=314 мм²=3,14 см²;

Fo=0,42х3,14=1,32 см².

Приймаємо відстань між серповидними вікнами з=8 мм.

Приймаємо радіус вікна r=5 мм.

Максимальна швидкість рідини у вікнах, що підводять, ротора

V_omax=(πn/30)(Do/2) tgγ(F/F_o)= (3,14х1500/30)

(0,056/2) tg28^про(3,14/1,32) =3,6 м/с≤5м/с.

Сила, що притискає один сектор блоку із центральним кутом γ до розподільника

P_пр=(F-F_o)p_н=(3,14-1,32) х10^-4х6,3х10⁶= 1147 Н.

Сила, що віджимає цей сектор

P_от=λP_пр,

Де λ - коефіцієнт; для машин з похилим блоком 

λ =0,89...0,94.

Приймаємо λ=0,9. Тоді P_от=0,9х1147= 1032 Н.

Ширина ущільнюючої поверхні

а ₁=z[(λF+(1-λ)Fo)/πDo-2r₁]=

7[(0,9х3,14+(1-0,9)х1,32/3,14х56-2х5]=2,6 мм.

Приймаємо  а₁= 2,5 мм.

Зовнішній діаметр D₆=130 мм (малюнок 2).

Площа ущільнюючої поверхні

Fy=(π/4) ( D₄² - D₃²+D₂²-D₁²)=(3,14/4)х(8²-6,6²+4,6²-3²)=26,4 см².

Площа опорної поверхні

F_on=π/4(D₆²-D₅² )=3,14/4 (13²-9,62) =60,4 см².

Середній питомий тиск на розподільнику

σ_ср=[(z+1)(1-λ)P_np]/2(F_y+F_on)=

[(9+1)(1-0,9) 1147]/2(26,4+60,4) х10^-4=0,25 МПа<0,3 МПа.

Середня швидкість ковзання

V_ск=(πn/30) D_o/2=(3,14х1500/30) х(0,056/2) =4,3 м/с.

Питома потужність на поверхні тертя

А₁=σ_срV_ск=0,25х4,3=1,075МПа_*м/с<4МПа_*м/с.

Коефіцієнт тертя на поверхні розподільника

f=3,8√μ(πn/30σ_ср),

де f -динамічний коефіцієнт в'язкості.

f=3,8√ 2,65х10^-2(3,14х1500/30х0,25х10⁶)=0,0139.

З огляду на, що середній діаметр опорної поверхні

D_ср=0,5(D₅+D₆)= 0,5(96+136)=116 мм.

Визначимо момент сил тертя у  вузлі  розподілу рідини

М=σ _ср f/2(F _{y o}+ F _oпD_ср)=

0,25х10⁶х0,0139/2(26,4х5,6+60,4х11,6) х10^-6=0,32 Н_*м.