Механика \ Объемные гидропневмомашины и передачи

Розробка шестеренного насосу (фактична подача насоса - 0,00055 куб.м/с), страница 5

3.4 Розрахунок зворотного клапану

Розрахунок зворотних клапанів для обох секцій насосу будемо проводити у відповідності зі схемою рис.3.2

Перш за все визначимо діаметр сідла клапана. Діаметр сідла клапана визначається з тієї умови, що швидкість потоку робочої рідини в сідлі клапана не повинна перевищувати гранично допустиме значення, а саме 8 м/с.

Рисунок 3.2 – Зворотній клапан

Таким чином, прийнявши до уваги , що швидкість руху рідини в трубопроводі круглого поперечного перетину визначається як , можна записати наступну формулу для визначення діаметра сідла клапана:

, (2.14)

де [] – гранично допустима швидкість течії рідини в клапані, м/с.

Проведемо обчислення за цією формулою:

мм

Діаметр кульки можна легко визначити, виходячи з приведеного вище малюнка:

;

мм.

Зі стандартного ряду вибираємо кульку діаметром d_ст=20,5 мм.

Визначимо висоту підняття кульки клапана в сідлі. Ця формула має вигляд:

, (2.15)

де μ – коефіцієнт витрати (приймаємо μ=0,72);

α – кут нахилу фаски сідла клапана;

g – прискорення вільного падіння, м/с²;

γ – питома вага рідини (Для масла ІГП-18 γ=177 Н/м³).

Проведемо обчислення за цією формулою:

мм.

Розрахунок пружини для даного зворотнього клапана виконаємо за допомогою методики, що наведена в [5] на с.204. Насамперед визначимо величини, що є умовою вирішення задач на розрахунок пружин, а саме :

- сила пружини при попередній деформації , Н;

сила пружини при робочій деформації (відповідає найбільшому примусовому переміщенні рухомої ланки в механізмі) , Н;

де d – діаметр кола, по площі якого діє тиск нагнітання (d=1.4d_c=14.52 мм);

- робочий хід пружини h=1,7 мм;

- найбільша швидкість переміщення рухомого кінця пружини при навантаженні і розвантаженні V_max=8 м/с.

Визначимо перелічені вище параметри:

(Н);

Користуючись табл.1, переконуємося, що при заданих умовах пружину слід віднести до класу ІІІ. За формулою, наведеною в [5] – с.200, табл.10 - користуючись інтервалом значень δ від 0,05 до 0,25, знаходимо граничні значення сили F₃, а саме:

Виходячи із заданих розмірів діаметра та намагання забезпечити найбільшу критичну швидкість, зупиняємо вибір на витку пружини класа ІІІ, ряда 3 зі слідуючими даними (номер позиції 87): F₃=670 H; d=4 мм; D₁=20 мм; c₁=613,10 H/мм; s₃’=1,093 мм. Взявши до уваги, що для пружин класа ІІІ норма напружень τ₃=960 Н/мм² (див. [5] – c.182, табл.2) .

Приналежність до ІІІ класу перевіряємо шляхом визначення відношення V_max/V_k, для чого спочатку визначимо критичну швидкість при δ=0,25 за формулою:

(м/с);

Отримана величина вказує на відсутність співударяння витків, а значить, вибрана пружина задовольняє задані умовам. Але через те, що пружини класа ІІІ відносяться до розряду обмеженої стійкості, треба передбачити комплектацію машини запасними пружинами з врахуванням дослідних даних.

Визначення решти розмірів виконуємо за формулами, наведеними в [5] – с. 200, табл.10.

За формулою (6) знаходимо жорсткість пружини:

;